CAPITULO I VIBRACIÓN ES LA RESPUESTA A UN SISTEMA DE ESTÍMULO INTERNOS O EXTERNOS QUE CAUSAN OSCILACIONES O PULSACIONES
Aunque es común pensar que a través de la vibración se dañe máquinas y estructuras, esto no es así. Ya que los daños son hechos por esfuerzos dinámicos, lo cuales causan fatiga de materiales; y la tensión dinámica. La ecuación 1 muestra que la aptitud vibracional es directamente proporcional para a la Fuerza Dinámica, e inversamente proporcional a la Resistencia Dinámica tal como se muestra en el sistema de masa – resorte de la Figura 1. Esto es que, si dos máquinas están sujetos a la misma fuerza dinámica, la respuesta de la amplitud vibracional de la máquina que tenga mayor resistencia dinámica será menor que la otra máquina. Por ejemplo, si una máquina es colocada sobre resortes aisladores, la vibración se incrementara debido a la menor resistencia dinámica por la misma fuerza dinámica impuesta.
La transmisión de vibración al piso y al entorno de las estructuras será menor pero la vibración de la máquina probablemente aumente. Sin embargo, ningún daño adicional se producirá en la maquina, ya que son las mismas fuerzas o esfuerzos de fatiga que permanecerán dentro de la maquina. La resistencia de la maquina o estructuras, es proporcional a la cantidad de rigidez, amortiguamiento y una masa dentro del sistema.
ECUACIÓN 1 RESPUESTA DE AMPLITUD DE VIBRACIÓN
=
FUERZA DINAMICA RESISTENCIA DINAMICA
FIGURA 1 MASA EN POSICION NEUTRAL SIN NINGUNA FUERZA APLICADA
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1.
Revisión de Tópicos del Curso Intermedio
1.1. Tiempo Y Frecuencia La mayor vibración en maquinas o estructuras en el mundo real es una completa combinación de varios formas de onda, cada una de las cuales corresponde a un individual dominio de frecuencias. La misma respuesta vibracional es esencialmente vista por dos diferentes puntos de vista. (Figura 2)
FIGURA 2 COMPARACION DE DOMINIOS EN EL TIEMPO Y FRECUENCIA
¿Cuando es bueno usar la onda del tiempo en un análisis?
La onda en el tiempo, es una excelente herramienta analítica para usar cuando se analiza la caja de engranajes. El transductor debe ser instalado lo mas cerca posible a los cojinetes que soportan los ejes de entrada y salida, cuando se verifique un diente roto. La Figura 3 es un típico ejemplo de cómo un diente roto puede aparecer en la onda en el tiempo. Es importante apreciar que, en muchos casos se rompieron los engranajes de los dientes, y solo puede ser visto en la onda en el tiempo, ya que el espectro puede de probablemente tener amplitudes de 10 o 20 veces menores a 1X RPM.
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FIGURA 3 COMO LA ROTURA DE UN DIENTE EN UN ENGRANAJE ES PRESENTADO EN LA FORMA DE ONDA EN EL TIEMPO
Las ondas en el tiempo son ventajosamente aplicables en ejes de bajas velocidades. En este caso, la onda en el tiempo es virtualmente la única herramienta analítica que puede ser efectivamente usada. En el ejemplo de la onda en el tiempo mostrado líneas abajo, se puede calcular la frecuencia del impacto de un diente a la velocidad del eje. Si el tiempo (T) entre cada impacto fue dada en 5 milésima de segundo (.005 segundos). La frecuencia (F) puede ser calculada así:
F =
=
1 T
1 .005 Segundo / ciclo
= 200 Ciclos / segundos
= 200 Hz = 200 CYC / SEC X 60 SEC / MIN
= 12,000 CPM
Así, la frecuencia de impacto (a la velocidad del eje en este caso) es 12,000 CPM.
1.2.
Parámetros de Aptitud Vibracional
La aptitud vibracional puede ser expresada en términos (modos) de desplazamiento, velocidad o aceleración. Figura 4 compara esos parámetros para mostrar donde son mas efectivos y también como convertir las unidades de un modo a otro.
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FIGURA 4 CONTORNOS DE IGUAL SEVERIDAD PARA DESPLAZAMIENTO, VELOCIDAD & ACELERACION
Estos valores pueden ser expresados como “pico” (máximo valor), así como unidades RMS. La tabla 1 muestra, los factores de conversión la cual puede ser usada para analizar una onda pura sinusoidal. Observando la Figura, se nota que la amplitud del “pico” seria igual 1.41 4 veces la amplitud RMS, para el caso de una onda sinusoidal pura.
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TABLA I COMPARACION DE LOS VALORES PICO – PICO, PICO, RMS Y AVERAGE (PROMEDIO) PARA UNA ONDA PURA SINUSOIDAL EN EL TIEMPO
Con el propósito de evaluar la severidad de la velocidad y el desplazamiento, la Figura 5, muestra un gráfico de estado de condición de máquinas que fue desarrollado hace muchos años. Como se puede apreciar, la evaluación vibracional para este caso, esta basado en amplitudes a frecuencia filtrada, para el caso del desplazamiento.
La Figura 5, muestra las amplitudes de desplazamiento en “pico – pico”, mientras que en modo velocidad son del tipo “pico”, sin embargo podrían ser expresados en unidades “RMS”, para locuaz usaríamos la tabla I. (solo si fuese una onda sinusoidal puro).
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FIGURA 5 CARTA DE SEVERIDAD DE LA VIBRACIÓN EN MODO DESPLAZAMIENTO Y VELOCIDAD PARA MAQUINAS ROTATIVAS HORIZONTALES GENERALES
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1.3.
Revisión De Especificaciones De Bandas De Alarmas Espectral Para Diversos Tipos De Maquinas De Velocidad De Operación.
Si bien es cierto la Figura 5, permitió pro muchos años evaluar la severidad del desplazamiento y la velocidad, sin embargo es conveniente evaluar un espectro FFT de acuerdo a diversas bandas frecuenciales, donde se puede distinguir defectos estructurales (desbalance, desalineamiento, soltura, etc) y defecto en rodamiento. Con el propósito de efectuar esa evaluación mas exhaustiva, el TA desarrolló la especificación de Alarmas de Bandas Espectrales, basadas en lo indicado en las Tablas II y III.
TABLA II CRITERIOS DE SEVERIDAD EN VALORES TOTALES (pulg/seg – Pico) TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE, P.C.
1.
Asumiendo velocidades de maquina = 600 a 60,000 RPM
2.
Asumiendo mediciones con acelerómetro instalado lo mas cercano al cojinete.
3.
Asumiendo que la maquina no esta montada en aisladores de vibración (si esta montada en aisladores) setear alarma 30% - 50% mas alto.
4.
Considerar de alarmas de motor es igual que el tipo particular de máquina conducida (salvo que se indique algo diferente)
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1.4.
Instrumental para la Vibración.
En la actualidad los colectores de datos FFT son los instrumentos escogidos mayoritariamente para el desarrollo de los Programas de Mantenimiento Predictivo (PMP). La tabla 4 puede ser usada para comparar varios instrumentos y valorar sus limitaciones así como sus sobresalientes habilidades. La Figura 6 presenta los transductores vibracionales de uso mas común en la actualidad, como son; el acelerómetro, el transductor de velocidad y el de no contacto (sonda de desplazamiento)
La tabla V, presenta un resumen de los diversos tipos de acelerómetro, transductores de velocidad y sondas de no contacto (desplazamiento), así como sus características y especificaciones generales, incluyendo algunos modelos elaborados por diversos fabricantes.
FIGURA 6 EJEMPLO DE VARIOS TIPOS DE TRANSDUCTORES VIBRACIONALES
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TABLA V CARACTERÍSTICAS GENERALES DE TRANSDUCTORES
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1.5.
Consideraciones en los Montajes de Transductores
Cada método de montaje proveerá una frecuencia típica de respuesta de rango donde los transductores son capaces de operar. Estas respuestas de rango son controlados por la frecuencia natural del transductor y su montaje. La Figura 7 presenta cuatro de los montajes mas comunes.
FIGURA 7 MONTAJES MAS COMUNES DE TRANSDUCTORES PORTATILES
EL MONTAJE ROSCADO (STUD) proporciona la mejor respuesta en alta frecuencia a ( > 3 000,000 CPM o 50 000 Hz) con el transductor apropiado.
EL MONTAJE CON PEGAMENTO (ADHESIVE) proporciona una buena respuesta en alta frecuencia (> 2 400,000 CPM o 40 000 Hz) si se dispone de un transductor de alta frecuencia. El adhesivo debe tener una capa muy delgada.
EL MONTAJE MAGNETICO es el método mas usado hoy en día aplicado en frecuencia de unos 450 000 CPM, esto generalmente proporciona datos respetables los cuales son adecuados para los propósitos PMP. (Si se efectúa el mismo montaje y si los datos siempre son tomados en idénticos lugares)
EL MONTAJE CON EXTENSIÓN (PROBE) es el más indeseable método de montaje. La frecuencia útil no es superior a los 60 000 CPM. La medida de amplitud que se registra no es consistente. Este método solo debe usarse como un último recurso.
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1.6.
Instrumentación para prueba de Detección de Frecuencias Naturales
La prueba de impacto puede ser utilizada en el dominio de la frecuencia. Debe utilizarse la ventana UNIFORM, (aunque el Hanning Window puede ser usada si la ventana uniform no está disponible en el analizador). Algunos analizadores tienen una ventana especial de impacto, como “Fuerza” y “exponencial” (el propósito de la exponencial es asegurar la prueba estructural “ring down” antes de que finalice el tiempo de bloqueo). El alcance de detección de frecuencias de aceleración es de 45, 000 CPM, sin embargo un martillo adecuado de punta de plástico es capaz de excitar frecuencias, de aceleración de 120,000 CPM o 2 000 Hz. La aceleración se usara preferentemente. La Figura 8 es un ejemplo de una prueba de impacto con respuestas en los dominios de frecuencia y el tiempo (dual).
FIGURA 8 RESPUESTA VIBRACIONAL AL IMPACTO MOSTRANDO LAS FRECUENCIAS NATURALES EN EL ESPECTRO FFT Y EL AMORTIGUAMIENTO (RING – DOWN) EN LA ONDA EN EL TIEMPO
1.7.
Prueba de Instrumentación en la Detección de Frecuencias Naturales (Prueba de Impacto, diagrama de Bode y Polar)
Otra técnica la cual incluye y captura las frecuencias naturales que es conocido como un Diagrama de Bode y que pude ser usada para confirmar la frecuencia natural, esta consiste de dos cartesianas (rectangular) plano – (1) amplitud contra RPM; y (2) fase contra RPM. Una unidad de referencia y una foto celda rastrea las RPM del eje. Algunos de los planos son mostrados separadamente; o ellos son superpuestos unos con otros (Figura 9). Esta prueba puede ser efectuada en el arranque de la máquina “STAR UP” o durante la parada “COAST DOWN”, por ejemplo, la Figura 9 es un diagrama capturado en un motor 1770 RPM, el cual muestra dos distintos picos a 500 y 1200 RPM. El diagrama de fases (Figura 9) indica a las 500 RPM un cambio de fase de 180º, pero no cambia en 1 200 RPM. Por eso, el pico 500 RPM es una frecuencia natural mientras en pico 1 200 RPM no lo es y puede provenir de una máquina que gira a 1 200 RPM. En otro caso, si la máquina tuviese algún componente o frecuencia a 500 RPM, estaríamos frente a un indeseable caso de resonancia que podría motivar un daño mayor a la máquina.
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FIGURA 9
De otra forma la misma información puede ser apreciada en un diagrama polar. El plano en la Figura 10 ilustra las similitudes y diferencias entre el diagrama de Bode y plano polar. Allí cada muestra resonante responde en 2450 y 4900 CPM. Una de las diferencias es que mientras el diagrama de Bode automáticamente indica las frecuencias naturales (CPM / RPM), en el diagrama Polar hay que ingresar manualmente las RPM en cada amplitud mayor que se aprecia. Observe en el diagrama Polar como la amplitud mayor a 2450 CPM, inicia su lazo a 270º y lo completa a 90º (es decir un cambio de fase de 180º que confirma una frecuencia natural) igualmente se aprecia un fenómeno similar en el lazo donde se observa una amplitud mayor a 4900 COM.
FIGURA 10 COMPARACION POLAR Y BLODE PLOTS
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1.8
Diagnostico usando Diagrama de Cascado
Diagrama de cascada (también conocido como “waterfall” son series de frecuencias espectrales (FFT’s) las cuales son generadas, una tras de otra, así una máquina empieza desde 0 RPM y corre hasta llegar rápidamente al límite de giro. Muchos elementos transitorios, especialmente en la regíon sub-sincronizada, puede pasar inadvertidos ya sea durante el desarrollo del evento en diversas tomas en el tiempo o al comparar entre puntos de la misma máquina. Por esta razón los diagramas de cascada son muy usados capturando eventos semejantes como fracciones parciales fracciones totales, remolino de aceite, resonancia y “pulsaciones” diversas. Figura 11 es un ejemplo de diagrama de cascada.
FIGURA 11 DIAGRAMA DE CASCADA DE LA INESTABILIDAD DE LA CUÑA HIDRODINAMICA DE ACEITE EN UN COJINETE PLANO DESDE SU ARRANQUE (“0” RPM) CON PRESENCIA RESONANTE “OIL WHIP” ENTRE 9,200 A 12,200 RPM
Nótese en la Figura 11 como se presenta el diagrama de cascada para frecuencias proyectadas a 1X y 0.5X. En este caso, el rotor presenta su primera velocidad critica en el entorno de las 3600 RPM (CPM), lo que indica que cuando el rotor esta pasando por las 9000 RPM, tendremos un efecto resonante que el Oil Whirl (0.40 – 0.42X) coincidiría con la velocidad critica de 3600 RPM, motivando el OIL WHIP (resonancia del Oil Whirl).
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La Figura 12 es un ejemplo de las ventajas de utilizar una diagrama de cascada obsérvese como su amplitud a una frecuencia no armónica están presentes y el valor de las mismas no se reducen aun cuando las RPM de rotación están disminuyendo. Este tipo de fenómeno esta asociado a un proceso de roce del eje contra su cojinete plano y responde a una frecuencia muy cercana a la frecuencia natural del roto. Este fenómeno se le denomina “backwards presesión”.
FIGURA 12 ROCE ANULAR TOTAL DE UN ROTOR DURANTE UN PROCESO DE PARADA (OBSERVESE EL “BACKWARDS PRECESSION HASTA EN BAJAS VELOCIDADES”)
De otra forma, la Figura 13 muestra el mismo fenómeno pero no durante el proceso de detenimiento de la máquina, si no en el arranque, en esta condición; el fenómenos es llamado “forward precesión”. Es conveniente mencionar que los Oil Whirls y los Oil Whips son ejemplos de “forward precesión”.
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FIGURA 13 ROCE ANULAR DE UN ROTOR EN UN PROCESO DE ARRANQUE (FORWARD PROCESSION)
1.9.
Uso de los Espectros Vibracionales en el Diagnóstico de Máquina (Carta de Diagnóstico).
La presentación de este capitulo en el curso de análisis I implicó una guía para el análisis y diagnóstico de los potenciales problemas donde la vibración espectral y otras referencias están presentes. El modo de análisis o el modo de colección de datos, permite que la información puede ser adquirida y utilizada. Así una rápida referencia, la tenemos en el “Cuadro de ilustración de Diagnóstico Vibracional mostrando en la tabla VI en el cual es un medio probado para ayudar en el análisis y diferenciación entre los muchos problemas que se pueden presentar en la maquinaria. En el acto “el cuadro de ilustración de análisis vibracional cubre 17 tipos de problemas que fueron complementariamente subdivididos dentro de 40 categorías. Básicamente la ilustración del cuadro, parte del siempre problema a 1X RPM y continua con el diagnóstico de problemas mas complejos. Adicionalmente a la columna de los “espectros típicos”, se puede observar la columna denominada “relación de fases” (relationship) de gran importancia ya que es una poderosa herramienta de ayuda para diferenciar entre diferentes tipos de problemas con espectros similares. Por ejemplo hay un largo número de problemas que generan vibración de 1X a 2X RPM. Usando el análisis de fases, se entiende como la máquina esta vibrando, y en cual de las direcciones y cual fase es mas pronunciada. Finalmente, la columna de observaciones (Remarks) proporciona y explica información complementaria de los problemas de las máquinas, síntomas y diagnósticos. A continuación se presenta en la tabla VI, la carta ilustrada de Diagnóstico Vibracional
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1.10.
Especificación Apropiada de Alarmas Totales, de Bandas Especiales y de Banda Angosta
En el curso de análisis I se discutió lo referente a Alarmas Totales de bandas espectrales y de banda angosta. Como se recordará las ventajas de las alarmas de bandas espectrales, es que las 6 áreas en las que han sido divididas, cumplen cada uno, un propósito específico de detección y diagnóstico de algunas anomalías que se está desarrollando. Como se mencionó anteriormente, estas alarmas de bandas espectrales se desarrollan con la aplicación de las tablas II/III. Es conveniente indicar, que si bien es cierto que la tabla II nos da referencia de la Alarma 1, es necesario y recomendable asociar esta alarma con los valores históricos que se obtengan en el campo. El asociar estas alarmas históricos implican el uso de medios estadísticos tales como la media (x) y la desviación estándar (R) del histórico de lecturas registradas. La nueva alarma que se define podría ser x + 2σ ó x + 3σ y comprenderá el grupo de máquinas familia. La aplicación de otro método, es el alarma de banda angosta / estrecha, cuyo principio es el de crear una “sombra” en el entorno de cada pico (tanto en amplitud, como en frecuencia). El porcentaje (%) de la sombra que se aplique podrá estar por ejemplo en un 50% en la amplitud y en un 5 al 10% en la frecuencia, para una máquina/punto específico y de acuerdo al criterio del análisis. Esta “sombra” permitirá registrar un contorno para el control de los futuros espectros. La Figura 14 es un ejemplo que muestra un espectro de alarma de banda estrecha con 50% sobre su amplitud, una constante de envió de banda estrecha y un especifico valor mínimo de alarma. Esta alarma es sólo válida para esta máquina en particular y solo para la posición vertical 2.
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FIGURA 14 EJEMPLO QUE MUESTRA LA ALARMA ESPECTRAL DE BANDA ANGOSTA, USANDO UN 50% DE SOMBRA EN SU AMPLITUD Y UN ANCHO CONSTANTE DE FRECUENCIA
Como se indicó en la Figura 14, se ha seteado la “sombra” o “envolvente” a un ancho constante al entorno de cada pico, sin embargo existe la posibilidad en los software’s de setear dicha “sombra” a un ancho porcentual de la frecuencia,
lo que implicaría que a mayor frecuencia, el ancho de la sombra se incrementaría
porcentualmente al valor que se fije, conforme se pueda apreciar en la Figura 14.
La Figura 15 es un ejemplo que muestra un espectro de alarma de banda angosta con un porcentaje constante en la frecuencia. El levantamiento de una base de datos que incluye los valores vibracionales registrados en los mismos puntos o en condiciones operativas similares de un grupo de máquinas familia (idénticas) en un periodo de tiempo aunado a la aplicación de los medios estadísticos, nos permitirá implementar un adecuado PMP, el mismo que puede estar soportado con algún tipo de software de actualidad. En el caso especifico de máquinas de velocidad variable, puede utilizarse la opción de pico – cumbre (peak hold), el mismo que en muchos casos puede servir como referencia para definir un nivel de alarma.
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FIGURA 15 EJEMPLO DE ESPECTRO QUE ILUSTRA LA ALARMA “SOMBRA CON UN PORCENTAJE CONSTANTE SOBRE LA FRECUENCIA EN ALARMA DE BANDA ANGOSTA
1.11.
Aplicación de Spike Energy, Detección de Alta Frecuencia (HFD) y pulsos de Impacto (Shock pulse)
Los instrumentos ultrasónicos son designados para medir niveles de energía en un rango aproximado de 25,000 Hz. a 100,000 Hz. (1,500,000 – 6,000,000 CPM). En este caso se excitara la frecuencia resonante del transductor. En la ilustración “A”, se puede apreciar un rango efectivo que va de 5,000 Hz a 60,000 Hz, pone el caso del Spike Energy y el HFD (High Frequency Detection).
Uno de los acelerómetros mas comunes para este caso es el IRD 970 el cual tiene una frecuencia natural cercana a los 30,000 Hz.
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ILUSTRACIÓN A GENERAL FREQUENCY RESPONSE CURVE FOR ENERGY AND MICROLOG HFD
Cada una de esas tecnologías han probado ser de valiosa y capaz acción, así como ser efectivas herramientas recogidas de inciales estados de desgaste de rodamientos si se aplica un seguimiento estricto. Información complementaria se puede obtener en el articulo “Análisis de defectos y condición de maquinaria” con la asistencia del spike Energy (Vibration Institute – USA). En dicho articulo se explica como se puede lograr un diagnóstico precoz de rodamiento al detectar las señales híncales iniciales de excitación de las frecuencias naturales de los componentes de los rodajes (bolas, canastilla, etc).
Otra de las técnicas
similares disponibles, es el seguimiento de rodamiento
la detección de frecuencia
ultrasónica SPM (fabricante sueco )
Los daños en los rodamientos se pueden dar por limitaciones en la calidad de la lubricación, deficiencia en el montaje (ajustes), sobrecargas, desalineamiento, desbalance dinámico, paso de corriente eléctrica a través de los componentes como bolas/pistas, etc.
Para el caso del Spike Energy, los acelerómetros han sido diseñados, para las frecuencias naturales que se encuentran en el orden de 30, 000 hz.(1 , 800,000 CPM ) La respuesta de detección se da, cuando las frecuencias ultrasónica de defectos en el rodaje excitan la frecuencia natural de acelerómetro, que a su vez por efecto piezoeléctrico genera una respuesta de voltaje eléctrico, la cual es procesado electrónicamente hasta un producto final llamado “Spike Energy “. Esto es quizás la mejor forma de medir un parámetro de fricción.
La Figura 16 muestra un pico de “Spike Energy“ en la forma de onda en el tiempo, en donde se puede apreciar un defecto en la pista interior del rodamiento (BPFI)
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FIGURA 16 FORMA DE ONDA EN EL TIEMPO DEL SPIKE ENERGICO CON LA PRESENCIA DE UN DEFECTO EN LA PISTA INTERIOR (BPFI) DEL RODAMIENTO
1.12 .Mecanismo de Aislamiento Vibracional
El aislamiento vibracional reduce la transmisión de una máquina a otra, o al entorno de la estructura y viceversa, sin embargo los niveles de vibración en la máquina misma pueden verse incrementados en 20% o en un 40% debido a que la máquina tiene una menor resistencia (debido al material de aislamiento). Recuérdese amplitud vibracional es proporcional a la fuerza dinámica dividida por la resistencia.
Para corregir y seleccionar apropiadamente la instalación del aislamiento vibracional, se debe contar con la información adecuada.
La información debe partir de los espectros vibracionales que nos permitan conocer cual es la mayor amplitud presente y a que “frecuencia “, de tal forma que dicha “frecuencia “ deberá ser el menor tres veces el valor de la “frecuencia natural “ del material del aislador (isolator) que se seleccione. Una relación de al menos 3/1 como la mencionada, podrá garantizar un aislamiento de un 90% de la vibración desde la máquina hacia su entorno. Si se requiere un mayor porcentaje de aislamiento se deberá incrementar la relación de un valor de 6/1.
La tabla VII compara algunos tipos comunes de aisladores, así como sus típicas frecuencias naturales y las frecuencias forzantes que puedan aislar el 90% y 96%.
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Obsérvese que los últimos tres aisladores listados en la tabla VII son ideales para máquinas que operen a menos de 100RPM (CPM) como frecuencia predominante.
TABLA VII RANGO APROXIMADO DE FRECUENCIAS NATURALES Y DATOS DE COMPORTAMIENTO DE VARIOS TIPOS DE AISLADORES Y MATERIALES
FIGURA 20 EFICIENCIA TEORICA DEL AISLAMIENTO VIBRACIONAL Y SU CURVA DE TRANSMISIBILIDAD (ASUMIENDO UN FACTOR DE AMORTIGUAMIENTO ς = 0,05)
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1.13. Tratamiento Del Amortiguamiento Vibracional
El aislamiento y el amortiguamiento vibracional son a menudo confundidos, sin embargo son conceptos distintos. El amortiguamiento vibracional, es la disipación de la energía, convirtiendo esta energía en movimiento/calor; mientras que el aislamiento vibracional es la prevención de la transmisión indeseable de la vibración de la máquina a otra máquina o estructura.
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Es importante mencionar que el tratamiento del amortiguamiento vibracional es aplicable solo cuando existen condiciones de resonancias de la estructura /carcasa o el rotor mismo.
Para el caso del específico rotor, el tratamiento del amortiguamiento vibracional es aplicable solo cuando existen condiciones de lubricación en sus cojinetes planos.
El tratamiento del amortiguamiento vibracional, consiste en la instalación en la base de la máquina de un material viscoelástico adosado a una plancha de acero, el cual al flexionarse por la vibración inducida se convertirá en calor, amortiguando la vibración.
1.14.
. Cálculos Aproximados De Frecuencias Naturales En Rotores
En Voladizo y De Máquina
Soportadas en Cojinetes
La ecuación 6 nos permite calcular la frecuencia natural de un sistema de un solo grado de libertad.
Fn =
60 2π
60 k = m 2π
gc ∆
Donde: Fn = Frecuencia Natural (CPM) Gc = Constante gravitacional (32,2 pie/seg² ó 386 pulg/seg² al nivel del mar) K = Rigidez lb/pulg. m = Masa (lb – seg²/in) = peso/gc w = Deflexión (pulg)
La tabla VIII presenta diversas formulas para el cálculo aproximado de frecuencias naturales. En diversos tipos de rotor.
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CAPITULO 2
2.
PRINCIPIOS DE ADQUISICIÓN DE DATOS Y PROCESAMIENTO DEL ANÁLISIS ESPECTRAL
2.1. INTRODUCCIÓN
En el anterior capitulo, uno de los momentos culminantes fue la colección del Espectro FFT.
En este capitulo se presentarán las propiedades básicas de la transformación rápida de Fourier (FFT). En donde se mostrará que la longitud del tiempo record determina como cerrar el “Filtro” de frecuencia del dominio.
También en este capitulo se verá características indeseables tales como la “fuga” y su respectiva solución.
Quizás el momento culminante del capitulo sea la selección del efecto del número de líneas FFT y el rango de frecuencia extendida (SPAN), los cuales se escogen para tener una adecuada exactitud de la frecuencia (resonancia). Esto es debido a la necesidad de disponer de una frecuencia mas fiable en el diagnóstico del problema, (que causa la aparición de esta frecuencia o un grupo de frecuencias) que aparecen. No solo se analizará, sino también se hará el diagnóstico de la fuente del problema y la severidad del mismo (si existe un problema actualmente). También, se explicará mas adelante como mejorar la exactitud de la frecuencia y amplitud. Así como seleccionar un instrumento con suficiente rango dinámico.
2.2. PROPIEDADES FFT
El Fast Fourier Transform (FFT) es un algoritmo que transforma la señal de la onda en el dominio por transformación la unidad del tiempo al dominio de la frecuencia. Sin embargo, la señal no puede ser transformada en una manera continua. Primero debe ser muestreada y digitalizada. Esto significa que las muestras en el dominio del tiempo son digitalizadas como muestra en el dominio de la frecuencia. Sin embargo una representación de la muestra puede representar algo muy cercano a lo ideal, si las muestras se ubican muy cercanas entre si mas adelante se explicará como se debe determinar el espaciamiento entre las muestras a fin de garantizar una adecuada precisión en los resultados.
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FIGURA 1 PROCESO FFT DESDE EL DOMINIO DEL TIEMPO AL DOMINIO DE LA FRECUENCIA
El tiempo de registro es definido por ser una número finito de muestras consecutivas, igualmente espaciadas en la señal de ingreso. Porque esta es una transformación algorítmica simple y muy rápida, el número finito de muestras debe ser un múltiplo de 2. Los microprocesadores trabajan en potencia de 2, llamados; números binarios. Así, 1024 intervalos igualmente espaciados equivalen a 2¹º intervalos (en un instrumento A/D específicamente diseñado para ello).
El registro del tiempo digitalizado es transformado como un bloque complejo a un bloque completo de líneas de frecuencia. Todas las muestras de la señal de entrada del registro del tiempo son necesarias para calcular cada línea en el dominio de la frecuencia. Esto no significa que una simple muestra en el dominio del tiempo se transforma exactamente a una línea en el dominio de la frecuencia.
Considerando que el tiempo de adquisición de la señal debe ser completado, realmente lo que sucede es que son bloques de muestras que se procesan una a continuación de otra, lo cual implica que el espectro FFT puede sufrir variaciones rápidas (tal como se observa en la pantalla). Aunque esto no es practico, podría ser utilizado.
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FIGURA 2 UN NUEVO REGISTRO DEL TIEMPO ES ADICIONADO A CADA MUESTRA LUEGO QUE EL REGISTRO DEL TIEMPO ES COMPLETADO
Determinación del número de líneas espectrales
El algoritmo FFT es una operación compleja; es decir, produce un resultado “real” y un “imaginario” y las componentes en el dominio de la frecuencia, aparecerán tanto como frecuencias positivas como negativas. El plano complejo va desde 0 (inclusivamente) a 2π. Un sector positivo quedará en la parte superior (entre 0 a π), mientras que el sector negativo quedara en la parte inferior (entre π a 2π). Recuerde que hay 2π radianes por revolución es una practica común en el procesamiento de la señal, descartar el sector negativo y solo con el sector positivo, considerando que solo la mitad de la información retorna del FFT, las amplitudes deben ser multiplicadas por 2 antes que sean presentadas en la pantalla.
En suma, de esos componentes de frecuencia de dominio son de valor – complejo; es decir, cada uno de ellos contiene valores de amplitud y fase.
Así un desarrollo de valor real (los números no son complejos), 800 puntos de datos pueden ser requeridos para computarizar un espectro de 400 líneas; 1600 puntos de datos se necesitarían para un espectro de 800 líneas, etc. Sin embargo, parte de los datos en alta frecuencia son “descartados” para compensar el alisado que generan los filtros ANTI – ALIASING.
En palabras reales, 1024 puntos de datos son requeridos actualmente para una transformación a 400 líneas, 2048 puntos para una transformación a 800 líneas, etc.
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Explicación del espaciamiento de líneas
La mas baja frecuencia que puede ser resuelta debe estar basada en la longitud del registro del tiempo. Si el período (T) de la señal de entrada es mas largo que el tiempo registrado, no habrá forma de determinar el período. Por ello, la línea de frecuencia mas baja de el FFT debe ser de una frecuencia igual a la reciproca de la longitud del tiempo registrado.
F=
1 1
Donde: F = Frecuencia T = Periodo (seg o min)
Además hay una línea de frecuencia a cero HZ – DC. Esto es igual al promedio de la señal de entrada sobre el tiempo registrado. Aunque no tiene un valor práctico, si ayuda a establecer el espaciamiento entre estas dos líneas (y desde cada línea) y es el reciproco del tiempo registrado. Así, el despliegue del espectro es hecho sobre la base de las líneas individuales verticales (BINS) localizadas adyacentemente unas a otras (frecuencias). Solamente los BINS/CAJAS con valores de amplitud se desplegaran en el espectro FFT.
Determinación del rango de frecuencia
La mas alta frecuencia que puede ser medida es:
Fmax =
Tamaño de la muestra 2
×
1 Periodo de Tiempo
Ecuación 1
Debido a que solo hay la mitad de las líneas en el dominio de la frecuencia, (espaciadas por la reciproca del tiempo registrado) y que empieza desde 0 Hz, la parte útil de este rango de frecuencia puede ser limitado por un problema llamado “aliasing” el cual será discutido mas adelante.
El número de muestras de tiempo (tamaño de muestras) es determinado por la implementación del algoritmo FFT. Por eso, el periodo de tiempo registrado (seg/ciclos) debe ser variado PARA cambiar la Fmax (ciclos/seg). Para cubrir altas frecuencias, el periodo de tiempo registrado debe ser lo mas corto, a fin que el muestreo sea muy rápido.
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2.3. Muestreo y Digitación
Recalcamos que la entrada es un continuo voltaje analógico, proveniente del acelerómetro y es proporcional a la aceleración. Desde que el FFT requiere muestras digitalizadas para su calculo digital, será necesario que el procesador FFT, disponga de un “muestreador” y un convertidor analógico/digital, a fin de poder crear un analizador de espectros.
Para que el analizador tenga una alta exactitud el muestreador y el convertidor A/D deben ser muy buenos. El convertidor A/D debe tener alta resolución y linealidad. Para un rango dinámico de 70 dB. El convertidor A/D debe tener al menos 12 bits de resolución (un instrumento A/D de 12 Bits tiene 4096 muestras igualmente espaciadas en la pantalla, lo que equivale a 2¹² intervalos). Típicamente, el convertidor A/D deberá adquirir al menos cien mil lecturas por segundo.
2.4. El concepto de “Aliasing” La razón de que un analizador de espectro FFT necesite muchas muestras por segundo, es para evitar “aliasing”. El aliasing no es siempre malo. Es llamado “mezcla” o “heterodyning” en electrónica analógica y es comúnmente usado para sintonizar radios y televisores caseros.
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Aliasing en el dominio de la frecuencia Es fácil ver que la frecuencia muestreada es exactamente el doble de la frecuencia de entrada pero no será siempre suficiente en el dominio del tiempo. Si el rate es bajo (<2), los productos del alias caerán en el rango de frecuencia de entrada (creando frecuencias ficticias) y ningún tipo de filtro podría remover. Sin embargo, como mostrando en la Figura 3, si nosotros mostramos algo mas que 2 veces el rango de frecuencia de entrada, los productos alias no caerán en el rango de frecuencia de interés. Por ello, un filtro (o el procesador FFT que actúa como un filtro), el cual permite remover los productos alias, pero deja pasar las señales de interés. Se dice que dos señales están “en alias”, si la diferencia de sus frecuencias caen dentro del rango de frecuencia de interés. Esta diferencia de frecuencia, siempre es generada en el proceso de muestreo.
FIGURA 3 DIAGRAMA DE CÓMO EVITAR EL “ALIASING” EN EL DOMINIO DE LA FRECUENCIA
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El porqué de los Filtros de Anti Aliasing
El único camino acertado para controlar el rango de frecuencia de entrada, es adicionar un filtro de paso bajo antes de muestreador y del convertidor A/D. este filtro es llamado “Filtro Anti – Alias”. El área de “alisado” motivado por el filtro es conocida como banda de transición, si una considerable cantidad de señales de ingreso no son adecuadamente atenuadas en la banda de transición; estas pueden “aliarse” para evitar esto, la “frecuencia” muestreada es incrementada a dos veces la frecuencia mas alta en la banda de transmisión. Típicamente, esto significa que en la realidad deberá multiplicarse la máxima frecuencia de entrada por un valor que va entre 2.5 a 4.
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El porqué es necesario usar mas de un filtro de anti aliasing
Con el propósito de reducir el rango de frecuencia, el rate de muestreo y filtro “anti – alias” sobre la frecuencia de entrada debe ser reducido proporcionalmente en la misma cantidad. Para cubrir un amplio rango de frecuencias, se necesitan muchos filtros “anti – alias” (al menos 12) por cada canal. Desafortunadamente, estos filtros son muy caros, particularmente los filtros de baja frecuencia. Asimismo, un filtro diferente debe ser utilizado cada vez que el rate de muestreo es cambiado en el convertidor A/D (Filtros analógicos).
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Filtrado digital
Después que la señal ha sido muestreada y digitalizada, se debe disponer de un (os) filtro (s) de entrada. El rate de muestreo A/D serpa seteado para cubrir el rango de frecuencia mas alto, en vez de estar cambiadno constantemente el filtro “anti – alias”, se utiliza un filtro “anti – alias” analogico. Adicionalmente, un filtro digital es añadido a continuación del convertidor A/D. Los filtros permiten obtener la representación digital de la señal a la frecuencia deseada, así como también reducen el rate de muestreo requerido.
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Ecuaciones para el calculo Tmax y Fmax
El teorema de muestreo de Nyquist brevemente expone como el muestreo debe ser hecho, concluyendo que es necesario un rate de frecuencia de al menos el doble del componente de interés con la mayor frecuencia, a fin de no perder alguna información contenida en la señal muestreada. Así, para satisfacer el teorema de Nysquist se selecciona un rate de muestras que sea ligeramente mas alta que 2 veces Fmax (2.56 x Fmax es típico).
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A continuación se presenta la formula que relaciona la Fmax y el Tmax.
Tmax
(60)(Tamaño
(# FFT Lines )
Rango de Frecuencia
=
(60)(Tamaño de muestra ) (2.56)(Rango de Frecuencia )
Ecuación 2
Donde: Tmax = Periodo total de muestreo (seg) Tamaño de muestra = Número de conversiones analógicas o digitales que son usados para construir la onda del tiempo. (Por ejemplo, 1024 muestras proveerán 400 líneas FFT). Fmax = Maximo rango de frecuencia (CPM)
Fmax =
(60)(# FFT
Lines )
T max
=
(60)(Tamaño de muestra ) (2.56)(T max )
Ecuación 3
Donde Tmax:
Periodo total de muestreo (seg)
Tamaño de muestra = Numero de conversiones analógicas / digitales que son usados para construir la onda en el tiempo (por ejemplo 1024 muestras proveerán 400 líneas FFT).
Fmax = Maximo Rango de Frecuencia (CPM)
Si esta condición es violada (por no usar un filtro anti – aliasing), altas frecuencias serán representadas como bajas frecuencias en la muestra de la onda en el tiempo. Un ejemplo de este fenómeno podría verse en el las películas del viejo oeste en la cuales las ruedas del vagón parecen rodar al revés; esto es porque la velocidad de la película (rate de muestreo) es demasiadas lenta comparada con la velocidad de las ruedas del vagón. El analista de vibraciones puede observar este mismo efecto cuando se varia la frecuencia en una estroboscopia frente a un a parte que esta rotando se varia la frecuencia en una luz estroboscopia frente a una parte que esta rotando.
2.5. Selección de Ventanas Si una onda sinusoidal es periódica en el tiempo, su espectro de frecuencia seria una simple línea FFT, si el que ninguna ventana fuese usada. Sin embargo, si una onda sinuidal no es periódica en el tiempo, su energía se disipara en el espectro. Esta distorsión de la Energía a través del espectro en el dominio de la frecuencia es conocido como “leakage” (fuga). Esta fuga de energía fuera de una linea de resolución FFT dentro de las otras líneas se muestran en la Figura 4.
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FIGURA 4 EL GOTEO OCURRE CUANDO EL NÚCLEO DE LA ONDA NO ES PERIODICO EN EL TIEMPO RECORD, Y AFECTA EL RESTO DE LOS ESPECTROS (Ref.)
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Aquí es obvio que el problema de fuga puede enmascarar pequeñas señales localizadas en el extremo de la onda sinusoidal. La solución para este problema es conocido como la Aplicación de Ventanas.
Note que el problema parece ser mayor a los bordes del tiempo registrado, la central es una buena onda sinusoidal. Si la FFT puede ser desarrollada ignorando los extremos y concentrándose en el centro, el espectro en el dominio de la frecuencia producirá un simple pico más agudo. La aplicación de Ventanas logra esta tarea ya que fuerza de los datos muestreados en los extremos, a que responda a un periodo de muestre igual a “cero”, minimizando la fuga.
Definiciones
Que son las Ventanas Si el tiempo registrado fue multiplicado por esa función que es cero, en sus extremos, la FFT podrá concentrarse en la porción central.
Tal función es mostrada en la Fig. 5A (c), tal función es llamada “Función Ventana”, porque ella nos fuerza a ver la “data” a través de una ventana estrecha. La Fig. 5A (b) muestra la discontinuidad en la onda del tiempo, pero aplicando una ventana (hanning), tal como se muestra en la Fig 5A (c); la discontinuidad es “completada” de tal forma que la señal aparenta ser continua, conforme se observa en la Fig. 5A (d), donde los datos muestreados son forzados al “cero” en los extremos.
La Fig. 5B es una simple ilustración de un ciclo de la onda en el tiempo donde el tiempo registrado no es periódico, sin embargo, si se aplica una ventana (hanning), la onda “no periódica es forzada a aparecer como “periódica”.
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Figura 5A EL EFECTO DE LA APLICACIÓN DE LA FUNCIÓN VENTANA DOMINIO DEL TIEMPO
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Figura 5B UNA SIMPLE ILUSTRACION PARA MOSTRAR COMO LA FUNCION VENTANA FUERZA A UNA ONDA “NO PERIODICA” A APARECER COMO “PERIODICA
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a) Onda Sinusoidal en el tiempo “no periódica”
b) Resultados FFT sin aplicar la Función Ventana
c)
Resultados FFT aplicando la Función Ventana Figura 6
REDUCCION DE LA FUGA CON LA APLICACIÓN DE VENTANAS
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En la Fig. 6, se puede apreciar como la función “ventana” reduce la fuga “leakage”, pero no la elimina totalmente; tal como se puede apreciar en la Fig. 7 (cuando la señal de entrada es periódica / 7a versus la señal de entrada no periódica con aplicación de ventana / 7b).
a) Medición libre de Fuga-Entrada de señal periódica en el tiempo
b) Medición con Ventana- Entrada de señal no periódica en el tiempo
Figura 7 LA FUNCION VENTANA REDUCE LA FUGA, PERO LA ELIMINA
La Ventana Hanning
La ventana más comúnmente usada en Análisis de Vibraciones es la ventana Hanning. En efecto la ventana usada en la figura 5 fue una ventana Hanning. La ventana Hanning hace un buen trabajo en las ondas sinusoidales, tanto periódicas como no periódicas. Sin embargo se debe recordar que aún con la ventana Hanning aplicada, algo de fuga estará presente cuando la onda en el tiempo capturada sea del tipo no periódica
Recuerde que la FFT actúa como un ser de filtros paralelos. La figura 8 muestra la forma de aquellos filtros cuando se usan las ventanas Hanning. Nótese que la función Hanning da al filtro un tope muy redondeado. Si una componente de la señal de entrada es centrada en el filtro, su amplitud será medida con precisión. De
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hecho, esto se dará cuando la onda en el tiempo es periódica de otra forma, la forma del filtro atenuara al componente hasta 1.5 dB(-16%), esto es cuando caiga en el punto central entre los filtros.
Para ilustrar usaremos la figura 8, de acuerdo al siguiente ejemplo:
Velocidad del motor de iluminación = 1785 RPM
Fmax = 12,000 CPM
# líneas FFT = 400 líneas (Ventana Hanning)
Resolución = 30 CPM/ línea (1785 RPM caerá en el centro de 1770 y 1800 CPM, lo cual significa que la lectura de su amplitud es 16% menos que la amplitud actual)
Si la FMAX = 6,000 CPM, 1785 RPM coincidiría con una línea, lo cual implica que no habría ninguna reducción en su lectura de amplitud.
En conclusión, con la ventana Hanning; las medidas de amplitud podrían tener una reducción entre el 0 y el 16% de su valor real. Si bien es cierto que la ventana Hanning provee una excelente resolución en frecuencia sacrifica la precisión de la amplitud. Por lo expuesto, una ventana Hanning perderá información en las señales transitorias, tales como las pruebas de impacto (bump test), tal como se muestra en la Fig. 9A. Si la señal de entrada transitoria es multiplicada por la función de ventana Hanning (Fig. 9b), producirá una alta distorsión de la señal, tal como se muestra en la Fig. 9c. El espectro frecuencial de una señal transitoria con o sin la ventana Hanning se muestra en la Fig. 10
FIGURA 8 FORMAS PASABANDAS DE VENTANA HANNING
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FIGURA 9 UNA VENTANA HANNING PIERDE INFORMACION DE UNA SEÑAL TRANSITORIA
a) Transitorio sin función de ventana
b) Transitorio con Venta Hanning FIGURA 10 ESPECTRO DE TRANSITORIOS CON Y SIN VENTANA A WINDOWS
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La ventana uniform (Rectangular) Como la ventana Hanning no trabaja adecuadamente con las vibraciones transitorias, la ventana uniform (no es una ventana) podrá ser usada; porque le da un peso uniforme a todo el tiempo registrado. Para el caso de una señal transitoria, el analizador se puede setear sin ninguna ventana, ya que la señal transitoria ocurre completamente dentro del tiempo registrado.. Esta función es llamada ocurre completamente dentro del tiempo registrado. Esta función es llamada “Auto Ventana”, no genera fuga en la FFT y no necesita ventana, la ventana uniform son satisfactoriamente usadas en las pruebas de impacto para la detección de frecuencias naturales. La ventana uniform no eliminada la fuga de una onda sinusoidal no periódica y por lo contrario, si es usada, la amplitud podría perder hasta un 36% de su valor real.
La ventana FLAT TOP Si bien es cierto que la Ventana Hanning nos da un tope redondeado, con picos de frecuencia muy precisos, esto sería inaceptable, si lo que buscamos es precisión en la lectura de amplitud. La solución es disponible de una función de ventana que ofrezca un filtro pasabanda muy plano (conforme se muestra en la Fig. 11).
FIGURA 11 FORMA PASABANDA FLAT TOP
El error de amplitud de esta función de ventana no excede de 0.1 dB (1% ), sin embargo está mayor precisión de amplitud, implica una perdida de precisión en la frecuencia. Una comparación de las Ventas FLAT TOP y HANNING se puede apreciar en la Fig. 12
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FIGURA 12 COMPARACIÓN DE LAS VENTANAS HANNING Y FLAT TOP
Existen otras ventanas, sin embargo las más comunes son las tres antes mencionadas.
2.6. Promedios (Averaging) La técnica estándar en estadística para mejorar los valores estimados es el promedio. Hay dos clases de promedios usualmente disponibles, el RMS (o poder promedio) y el STA (Synchronous Time Averaging).
RMS (Poder Promediado) Los PROMEDIOS de RMS pueden referirse a la amplitud de promedios. Cada componente de Frecuencia de un espectro es proporcional al cuadrado del componente correspondiente en la transformada fourier. Con el propósito de dar énfasis a la amplitud de la FFT el analizador computará el espectro y luego tomará la raíz cuadrada de cada componente. Note dos consecuencias prácticas; este promedio RMS requiere menos tiempo para el cálculo que el usado en la FFT, ya que el RMS no efectuará los cálculos de raíz cuadrada y se acentuarán las diferencias cuando se presenten amplitudes bajas y altas. Lo que se está tratando es determinar la amplitud promedio (RMS) de la señal.
Si una pequeña señal es medida en presencia de ruido, la relación señal / ruido no será mejorada con promedios RMS, ya que el promedio RMS no filtra el ruido. La precisión total (señal + ruido) será mejorada con la técnica RMS promedio, pero no la relación señal / ruido.
El promedio RMS debe ser usado cuando los niveles de amplitud varia significantemente varié su significado. El resultado de un promedio RMS de sucesivas FFT. Es un valor mejorado de la amplitud.
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Promedio lineal y el STA (Synchronous Time Averaging) La mayor diferencia entre el promedio Lineal y el STA, es el uso del dispositivo de seguimiento, el cual si es necesario para el caso de “STA”. Este dispositivo puede ser una foto celda o un pick up electromagnético.
Al contrario del RMS promedio, el promedio lineal si mejora la relación señal / ruido. En algunos casos donde las amplitudes son bajas, las amplitudes de frecuencias discretas permanecen casi constantes, mientras que las amplitudes de señal errática fluctúan entre cero y algún valor pico. Así como resultado, la amplitud promedio de la señal errática serán significativamente menores que los valore picos. En ambos casos, las amplitudes que se mantienen estables, permanecerán así los valores picos, sin importar el número de promedios que se tomen.
En el otro las amplitudes transitorias y erráticas tenderán al valor “cero”, conforme se tomen más promedios. La Fig. 13 muestra la ventaja de usar los promedios.
El promedio lineal es un método usado para obtener datos repetibles en las tendencias de falla de los PMP. Usualmente 4, 8 o 16 promedios son especificados en el programa de software. Esto es, si se promedian 16 muestras,
a) & b) Registro simple sin promedios b) & d) Con 128 promedios lineales FIGURA 13 EL STA REDUCE EL RUIDO DE FONDO Y PERMITE VER CON CLARIDAD LAS ARMONICAS
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el “promedidador” automáticamente procesará la muestra 16 veces y cada 1/16 de tiempo representa 1/16 de la data capturada. Después que la muestra N.16 haya sido completada, el espectro promedio es retenido en la memoria y presentado en la pantalla. Desde que la vibración censada en cada punto, es la vibración total del ambiente integral, la desventaja del promedio lineal es que no diferencia entre la vibración que se origina en el propio punto de la máquina, de las vibraciones generadas por otras máquinas a otras velocidades o frecuencias diferentes.
De otra forma, es STA; se diferencia las señales de vibración originadas en la máquina evaluada, de aquellas provenientes de otras máquinas con diferente velocidad o de aquellas generadas por frecuencias no sincrónicas a la velocidad de la máquina evaluada. En este caso, una señal sincronizante es usada como seguimiento (“trigger”) el comienzo del tiempo registrado. De esta manera, una muestra de la vibración es tomada con respecto a la velocidad de rotación del eje. Por eso, la parte periódica de entrada de la señal de entrada donde el trigger es instalado, será siempre la misma. Si una serie de estos registrados son sumados y divididos por el número de archivos, No., obtendremos el STA. Solo vibraciones armónicas de la máquina (del eje) que están en seguimiento (con el trogger) (foto célda), strobe, light, laser tach, etc.) serán enfatizadas por el STA. Las frecuencias no sincronizadas no serán desplegadas en la pantalla porque ellas no son múltiplos enteros del 1X RPM sincronizado. Así frecuencias de rodamientos defectuosos, frecuencias de líneas (eléctricas) y otras no armónicas serán eliminadas en el STA.
Este método es usado satisfactoriamente para analizar equipos que tienen muchos componentes rotatorios y casi con la misma velocidad, como son un banco de ventiladores, rodillos de máquinas de papel, o en los engranajes o ejes de una caja de engranajes. En el espectro FFT las velocidad de rotación y sus armónicas serán claramente observadas, ya que también el ratio señal / ruido será reducido.
2.7. Procedimientos de Traslapes (OVERLAPPING) El registro del tiempo no es constante, ya que varia con el span (rango) de la frecuencia, por ejemplo para un span de frecuencia mayor, el tiempo de registro será menor. Así primero tomaremos una cierta cantidad de tiempo para capturar el primer registro de tiempo de acuerdo con las leyes de la física, no importa si el analizador tenga o no, instalado un chip DSP de 32 BIT. El tiempo requerido para este primer bloque es dado por Ecuación (2) la cual es repetida, a continuación:
# FFT Lines
:
# de Líneas
Simple size
:
Tamaño de la muestra
Freq. Span
:
Rango (span) de frecuencia
Repeated
:
Repetida
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Después de capturar el tiempo registrado se requerirá un tiempo adicional para computar la FFT.
(esto
depende de la alta velocidad que disponga el procesador) Lo expuesto debe ser considerado, sobre todo en el caso de análisis de baja frecuencia, ya que el tiempo requerido será mucho más largo que el tiempo que consumirá al FFT.
Lo expuesto puede verse en la Figura 14, donde el tiempo registrado y del FFT son
representados como “bloques” de tiempo. Un nuevo espectro puede ser obtenido a continuación del otro, si embargo, se puede aplicar un traslape, conforme es ilustrado en la figura 15 nótese que la FFT es obtenido al final de cada tiempo registrado. El tiempo existente entre cada nuevo FFT, representada el tiempo que el procesador requiere para mostrar el espectro en la pantalla.
FIGURA 14 TIEMPOS DE REGISTRO EN PROCESO DE NO TRASLAPE
FIGURA 15 PROCESO DE TRALAPE – DONDE SE COMBINAN DATOS VIEJOS Y NUEVOS ENTRE PROCESOS FFT. Un tiempo de registro es el primero en ser capturado, luego porciones de nuevos registros de tiempo son guardados y agregados A los datos viejos. Con un traslape de 50%, la mitad del nuevo tiempo es tomado y combinado con el 50% de los datos viejos. Con un Traslape del 50% el tiempo de procesamiento de los bloques traslapados se reduce a la mitad.
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En otro caso para un traslape del 75%, se puede cortar el tiempo por un factor de aproximadamente 4. Esto puede incrementar la velocidad del proceso de medición, especialmente cuando se captura 8 ó más promedios y es aceptable para la mayoría de los casos de monitoreo de medidas. Por supuesto, como muchas técnicas de velocidad, uno no consigue algo por nada para mediciones del tipo transitorias, las cuales toman menos tiempo que el tiempo registrado (en este caso el proceso de traslape no es satisfactorio). Para mediciones de baja frecuencia, el proceso de traslape es muy ventajoso ya que reduce ostensiblemente el tiempo de registro que normalmente utilizaría. Las recomendaciones prácticas indican los siguientes:
Para Fmax de hasta 3.000 CPM, traslape del 75% con 2 promedios Para Fmax de hasta 3.000 a 12.000 CPM, se recomienda un traslape del 50% con 4 promedios Para Fmax de 12.000 a 60.000 CPM, se debe usar 50% de traslape y 8 promedios Para Fmax mayores a 60.000 CPM, no se debe usar traslape pero si 16 promedios.
2.8. Definición de Vibración Total Vibración total es diferente de la vibración a frecuencias específicas, ya que es la suma total de todos los niveles de vibración que aparecen en el espectro frecuencial.
Hay dos tipos de niveles de vibración que una analista puede usar:
Los digitales y los analógicos.
El valor analógico es limitado por el instrumento de vibración y por las
características del rendimiento del transductor usado mientras que el valor digital es limitado por el rango de frecuencia (O – Fmax) especificado en el análisis. La ventaja de especificar un valor analógico sobre un digital se discutirá en esta sección. Para empezar definiremos el concepto del valor digital.
Digital La vibración vista en un espectro es la suma total de toda la vibración medida por el transductor dentro del rango de frecuencia escogida. El transductor puede censar la vibración de una máquina adyacente e incluirá dentro del espectro sin importarle que sea de otro fuente, simplemente lo incluye en el espectro y en la vibración total. En los equipos de última generación, este espectral total es calculado automáticamente dentro del analizador y/o con el software organizador de la computadora. Sin embargo, no todos los analistas son equipados con el último EQUIPO. Los viejos instrumentos y softwares antiguos frecuentemente no tienen esta capacidad, no obstante, hay dos técnicas que un analista puede usar para determinar el valor total digital / espectral. Una técnica emplea una ecuación exacta y la otra técnica usa una formula aproximada con un factor de corrección.
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La figura 37 muestra la ecuación exacta que puede ser usada para calcular el nivel total digital espectral. Esto es conocido como el nivel “RRS”, que quiere decir “la raíz de las sumas (root sum square) y definida en la ecuación 37.
Figura 37 ECUACION EXACTA PARA CALCULAR EL VALOR TOTAL DIGITAL DE UN ESPECTRO
Para calcular el valor exacto del nivel total digital de vibración, y elevarla al cuadrado (a)2 y luego sumarlas todas, para posteriormente aplicar la raíz cuadrada a la suma: y dividirla esta por la raíz cuadrada del factor de ventana escogido. Para la ventana hanning usada en (hanning Windows es usado mas por la ruta del PMP, tiene una valor de 1.5. Por supuesto, que este es un largo proceso con unas 400 líneas espectrales y más extenso aún con 3200 líneas FFT), sin embargo esto ilustra que los equipos de última generación si lo hacen automáticamente y es raramente necesario hacerlo manualmente en la actualidad.
La figura 38 muestra la fórmula aproximada para calcular el espectro la de vibración total y un ejemplo de aplicación.
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FIGURA 38 FORMULA APROXIMADA PARA CALCULAR EL VALOR TOTAL DE UN ESPECTRO
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La figura 38 también ilustra un problema cuando se produce un incremento de la amplitud a una de las frecuencias, en este caso la máquina esta empeorando luego de 4 semanas de operación espectral muestra que un pico de frecuencia tiene una amplitud de 0.30 in/sec. Sin embargo, cuatro semanas después, el espectro tomando muestra que el pico de frecuencia (del rodamiento) se ha incrementada a 0.120 in/sec. El nuevo pico es ahora de mayor amplitud.
El valor total ha pasado de 0.45 in /sec a 0.450 in /sec (4 semanas después), estos valores han sido calculados con esta fórmula aproximada.
Es importante indicar que si bien es cierto la amplitud frecuencial del
rodamiento ha crecido 4 veces el valor total ha sufrido un incremento apreciable.
La figura 39 es un ejemplo de un cálculo estimado de vibración total a partir de un espectro note que el valor calculado es de 0.161 pulg /seg, mientras que el valor medido por el colector fue de 0.182 pulg /seg (el colector ha incluido hasta las más pequeñas amplitudes frecuenciales, una recomendación práctica es usar un factor de corrección, es decir si el factor de corrección es 1.1., tendremos 1.1. x 0.161 = 0.177 pulg / seg, lo cual es un valor más aproximado a 0.182 pulg/ seg del colector, afortunadamente los colectores de datos y softwares efectúan estos cálculos y solo en condiciones no usuales deben efectuarse manualmente.
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Figura 39 EJEMPLO DE CÁLCULO APROXIMADO DEL VALOR TOTAL DE VIBRACION
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Analógico
Uno de los problemas que se tiene en la medición Digital (o espectral), es que cierta vibración significante estará fuera del rango de frecuencia (0-fmax) especificada por el analista, lo que significa que esa vibración “no será vista” por ejemplo un alto nivel 0.60 pulg /seg se encuentra fuera de rango y a una alta frecuencia de 100,000 CPM y el fmax seleccionado fue solo de 60,000 CPM fue escogida, esta alta amplitud a 100,000 CPM no será incluido en el valor total digital. Esto puede ser superado, si el fmax es seleccionado a 120,000 CPM.
Para superar este problema, algunos sistemas PMP pueden determinar el problema observando directamente en la onda del tiempo (considerando un amplio rango de frecuencia) por lo tanto, el valor medido por el analizador será totalmente independiente de cualquier rango de frecuencia escogido por el analista. Esta medición es conocida como el valor total analógico. Por ejemplo un sistema que ha usado una onda en el tiempo con un rango de frecuencia de 200 para 3’900,000 CPM (5 a 65,000 hz). En el ejemplo anterior, el valor de 0,60 pulg /seg a 100,000 CPM sería fácilmente detectado y contabilizado.
Por esta razón, si el sistema PMP permite la opción de calcular el valor digital y analógico, se deberá escoger la opción analógica.
Al comparar las diferencias entre valores analógicos y digitales, el analista podrá determinar si hay más contenido espectral más allá del Fmax y de ser así, deberá ampliar el Fmax a fin de capturar la información vibracional requerida.
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CAPITULO 3 INTRODUCCION A LAS ORBITAS LISSAJOUS – ADQUISION E INTERPRETACION
3.1. INTRODUCCION
En los últimos años ha sido común la practica de instalar sondas duales de no contacto en turbo máquina críticas de alta velocidad para evitar falsas paradas, en el supuesto que una de las sondas fallase.
Las sondas son montadas radialmente en cada cojinete separadas 90° entre sí. Algunas son monitoreadas en los verdaderos ejes verticales y horizontales, mientras que otro con una rotación a 45° de dicho ejes (es decir a las 10:30 y a la 1:30).
Las señales de estas sondas de no contacto, pueden ser llevadas a un Osciloscopio a fin de proveer los patrones orbitales de Lissajous, los cuales están relacionados con el movimiento del eje en el cojinete plano.
Este capítulo, describirá la adecuada selección de los transductores e instrumentación requerida para producir las órbitas Lissajous.
Algunos ejemplos de patrones de Lissajous serán presentados, así como el diagnóstico que se puede conseguir con ellos.
3.2. DEFINICION DE LA ORBITA DE LISSAJOUS
Una órbita de Lissajous representa el movimiento del eje en su cojinete (con desplazamiento en mils o micrones), de esa manera se podría observar si el eje está saltando erráticamente, esta rotando circular o elípticamente.
Por lo tanto, la Orbita de Lissajous pueden ser usadas para detectar movimientos anormales del eje en su cojinete. Movimientos anormales están relacionados al desarrollo de defectos.
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3.3. COMO GENERAR LAS ORBITAS DE LISSAJOUS
La figura 1 es una forma típica de cómo se genera las órbitas de Lissajous, se puede observar que no hay contacto alguno (mucho de los actuales colectores de datos multicanal y analizadores de espectro pueden igualmente generar órbitas Lissajous)- Una alternativa para el arreglo esta mostrada en la parte superior de la figura 2.
FIGURA 1 INSTALACIÓN TÍPICA PARA OBTENER ORBITAS LISSAJOUS USANDO SENSORES EDDY DE NO CONTACTO
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FIGURA 2 SETEO Y MEDICION DE ORBITAS LISSAJOUS (Ref.3)
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3.4. SETEOS DE LAS ONDAS DE NO CONTACTO PARA LAS ORBITAS LISSAJOUS
Sería conveniente que la sonda de no contacto fuesen instaladas en sus ejes verdaderos horizontal y vertical, sin embargo muchas veces dichos ejes son rotados 45° con respecto a su horizontal/vertical, sobre todo en los casos que se tienen cojinetes partidos, esto no afectará la forma del patrón que se observe, pero deberá considerarse la rotación de 45° en la pantalla. Sin embargo, compensación de dicho efecto puede ser introducido en la pantalla CRT del Osciloscopio.
Es muy importante que la sensibilidad de los sensores de no contacto sean conocidos y sus unidades están dadas en milivoltios / mil. Por ejemplo, la mayoría de los sensores de no contacto tienen una sensibilidad de 200 milivoltios / mils. Esta sensibilidad es ingresada como dato al Osciloscopio.
La sensibilidad ingresad asegurará las dimensiones de los orbitales Lissajous. Asimismo, es importante que tanto la escala horizontal y la vertical sean seteadas similarmente (0.1 mil/división, 1,0 mil/división, etc.), de lo contrario se obtendría órbitas distorsionadas.
3.5. SUMINISTRANDO LOS PUNTOS DE REFERENCIA POR REVOLUCION Muchas veces es conveniente, instalar otra sonda de no contacto o sensor electromagnético cerca del eje, a fin de obtener la señal de conteo o seguimiento de la rotación (RPM) del eje.
Usualmente, la chaveta o el canal chivetero se toma como referencia para dicho propósito.
Si el Osciloscopio está equipado con una entrada para el eje “Z”, el sensor de referencia de la señal de conteo o seguimiento del eje, puede ahí ser instalado. Esto permitirá conseguir una o más señales en blanco (blanck) sobre las Orbitas Lissajous.
3.6. EL OSCILOSCOPIO Por muchos años el osciloscopio ha sido el instrumento convencional para producir Orbitales Lissajous. Con la aparición de los analizadores FFT multicanales, fue posible generar las órbitas Lissajous, estos tipos de analizadores tienen normalmente una mayor capacidad que un Osciloscopio. Definitivamente, un analizador de simple canal no puede ser usado, sin embargo uno de 2 canales podría adecuarse para obtener la órbita Lissajous.
En este capítulo, solo nos referimos al Osciloscopio.
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3.7. CONSIDERACIONES EN LA UBICACIÓN DE LOS SENSORES, DIRECCION DEL MOVIMIENTO DEL EJE Y LA POLARIDAD DE LA FUENTE DE PODER
La mayoría de los osciloscopios están diseñados, de tal forma que un incremento del voltaje positivo (+) o un decremento del mismo (negativo /-), causará que la lectora vertical vayan hacia arriba o la horizontal se mueva hacia la derecha.
Dos factores deben ser considerados:
1.- La polaridad del sistema del sensor de no contacto. 2.- La ubicación de los sensores (arriba/abajo o la derecha / izquierda del eje)
Si el eje se esta moviendo hacia el sensor, se va reduciendo la luz (GAP) y por lo tanto se va reduciendo el voltaje del sensor de no contacto. Al contrario, si el eje se aleja del sensor, se incrementará la luz y se incrementará el voltaje. (Ej. 200mv/mil-voltaje DC). En cualquier situación, el objetivo es que el movimiento real del eje, sea reproducido en la pantalla CRT.
Cuando se usa sondas de no contacto, con una fuente de poder de polaridad (+) y si el sensor vertical es instalado por debajo del eje, mientras que el sensor horizontal se montó a la izquierda del eje, el movimiento del eje será leído constantemente. Si están montados de otra forma, la moralidad de la señal de entrada necesita ser invertida para leer el movimiento correctamente.
Si no se considera lo indicado, se obtendrá una falsa interpretación.
En cualquier caso examine las
especificaciones de los sensores de no contacto que se instalarán.
3.8
INTERPRETACION DE LAS ORBITAS DE LISSAJOUS
Algunas órbitas Lissajous son mostradas como con “PUNTOS BLANCOS” superpuesto sobre sus órbitas, pero en otros casos simplemente las órbitas son curvas continuas, el problema es que si estas manchas blancas no son representadas, es difícil determinar si una frecuencia armónica es predominante o si una subarmónica está apareciendo. En otras palabras, si no es usada la referencia ( TRIGGER) no será posible determinar si los lazos están armónica o subarmónicamente relacionados.
En general, los lazos secundarios externos están referidos a armónicas, mientras que los internos representan subarmónicas.
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Cuando es una órbita Lissajous que posee 2 “Puntos Blancos”, significa ½ x RPM, cuando posee 3 “Puntos Blancos” significa 1/3 x RPM y así se crea una secuencia.
En general, si tenemos una órbita 1x RPM y una referencia ( TRIGGER), es usada un “Puntop Blanco” (blank) será superpuesto en la órbita. Si un lazo secundario también presenta un “Punto Blanco” (blank) superpuesta, este lazo secundario representará un componente subsincrónico. Si los “PUNTOS BLANCOS” están en los dos lazos, entonces la componente subsincrónica está armónicamente relacionada
3.9.
DIAGNOSTICO TIPICO CON ORBITAS LISSAJOUS (DESBALANCE, DESALINEAMIENTO, RESONANCIA, ROCE DE ROTORES, OIL WHIRL, SOLTURA MECANICA, ETC.
Las máquinas que son susceptibles de practicarles un análisis por órbitas Lissajous, son aquellas que disponen de cojinetes planos y tienen instalados sensores de no contacto. Las luces típicas del sensor al eje se ubican en un rango de 40 a 60 mils.
A continuación se presenta los significados típicos con orbitales Lissajous:
-
DESBALANCE
Idealmente, la órbita de Lissajous que representa una condición de desbalance puro sería un círculo perfecto ( Fig. 3)
Obviamente, el diámetro del círculo se incrementa proporcionalmente con el incremento de la amplitud vibracional de la velocidad de operación.
La órbita podría presentar el “Punto Blanco” si es que se instala un Pulso de Referencia (Fotocelda). La Fig. 4 muestra la presencia de un desbalance real. Como se puede apreciar ya no tendremos un círculo perfecto, toda vez que la rigidez del cojinete en la posición horizontal y vertical no es la misma. Comúnmente las máquinas son más Rígidas en la posición vertical ( restringido por la cimentación). Por lo tanto, la órbita Lissajous para el DESBALANCE tendrá una forma elíptica, con una relación de diámetro de 3/1 a 5/1.
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FIGURA 3 EJEMPLO DE UNA ORBITA LISSAJOUS INDICANDO UNA CONDICION DE DESBALANCE
Figura 4 ORBITA LISSAJOUS INDICANDO UN DESBALANCE
Si la relación es mayor a 5/1, el problema dejaría de ser desbalance, para convertirse en un probable problema de desalineamiento, resonancia, excentricidad o excesiva luz debido al desgaste del cojinete, pero recuerde que siempre hay una excepción a la regla.
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-
DESALINEAMIENTO
Habría una condición de desalineamiento, si tuviéramos una órbita elíptica, cuya relación de diámetros estaría entre 3/1 a 8/1, siendo un valor promedio entre 5/1 a 6/1. ( Fig. 5)
FIGURA 5 ORBITA DE LISSAJOUS QUE REPRESENTA UN PROBLEMA DE DESALINEAMIENTO
A diferencia del desbalance, la contribución 1X RPM puede estar acompañada de armónicas 2X, 3X o mayores ( particular si problemas de soltura se encuentran presentes).
La Fig. 6 es un ejemplo de órbitas Lissajous por problemas de desalineamiento asociado con soltura o influenciado por juego en el extremo del eje. Nótese que la elipse está distorsionada, no es un perfecto “8”.
FIGURA 6 ORBITA DE LISSAJOUS TIPO “8” GENERADO POR DESALINEAMIENTO Y SOLTURA
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Si la componente a 1X RPM esta entre la mitad y 2 veces la amplitud de la componente 2X RPM, una figura en forma de “8” se presentara ( Fig. 7)
FIGURA 7 ORBITA DE LISSAJOUS EN FORMA “8” GENERADO POR DESALINEAMIENTO A FRECUENCIAS 1X Y 2X RPM CON RELAION 2:1
En el caso de excesivo desalineamiento, otras formas son posibles, como se pueden observar en las figuras 8A, 8B y 8C
(a) Orbita Truncada
(b) Orbita en forma de Banana
(c) Orbita de forma compleja
FIGURA 8
EJEMPLOS DIVERSOS DE ORBITAS LISSAJOUS PROVENIENTES DE EXCESIVO DESALINEAMIENTO
COMO DISTINGUIR SI LAS ORBITAS DE LISSAJOUS SON CAUSADAS POR DESBALANCE, DESALINEAMIENTO O RESONANCIA.
La clave para diferenciar este diagnóstico, esta en variar la velocidad (subir o bajar) y/o observando la posición del “PUNTO BLANCO”.
-
DESBALANCE-RESONANCIA: observe como cambia el “Punto Blanco” si el eje está girando por
debajo de su primera velocidad crítica e incrementamos las RPM hasta superar dicha velocidad crítica, habrá un
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cambio de fase de 180° ( variación de la posición del “punto blanco”, este caso sería de “Resonancia”. Si no hay cambio de fase (no varía el “punto blanco”), el problema sería “Desbalance”
-
DESALINEAMIENTO-RESONANCIA: Si la relación de diámetros está entre 8/1 a 10/1, y se observa
un cambio de fase (Punto Blanco) de 180°, estaremos en una condición de Resonancia ( entorno de la velocidad crítica) Fig. 9C
FIGURA 9 CARACTERISTICAS OPERACIONALES DE ORBITAS LISSAJOUS DE UN SISTEMA DE ROTOR SIMPLE (d) POR DEBAJO DE SU PRIMERA VELOCIDAD CRITICA (e) POR ENCIMA DE SU VELOCIDAD CRITICA
Estas sugerencias deben ser tomadas como una guía general, pero no son totalmente rigurosas
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-
ROCE DEL ROTOR
Un roce es generalmente causado por el contacto del rotor con un elemento estacionario, como lo es, la superficie del cojinete, un sello, rotor/estator.
Algunas causas que producen los roces son, excesivo desbalance, desalineamiento, pata floja, excesiva luz en el cojinete, deformación térmica y otros. Los roces del rotor pueden ser del tipo parcial o total.
Las figuras 10 y 11, indican un roce parcial y total respectivamente.
FIGURA 10 EJEMPLO DE UNA ORBITA LISSAJOUS PROVENIENTE DE UN ROCE PARCIAL DEL ROTOR
FIGURA 11 EJEMPLO DE ORBITAS LISSAJOUS PROVENIENTES DE UN ROCES TOTALES DE ROTOR
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La figura 12, muestra un caso de “reverse presesión”, en el cual el eje incrementa su contacto con la superficie del cojinete, obsérvese los “puntos blancos”, lo que implica que la frecuencia de la órbita es ¼ X RPM.
FIGURA 12 EJEMPLO DE ORBITAS LISSAJOUS PROVENIENTES DE ROCE TOTAL DEL ROTOR EN EL FENOMENO “REVERSE PRECESSION”
La figura 13 presenta casos de roces con golpe y rebote, desde el tipo más ligero al más pesado
Roce Ligero
Roce Medio
Roce Total
FIGURA 13 EJEMPLO DE ORBITAS LISSAJOUS PARA VARIOS TIPOS DE ROCE DE ROTOR
-
OIL WHIRL
En la figura 14, se puede observar una órbita Lissajous debido a un Oil Whirl, como se puede observar, existe la presencia de un lazo (órbita) secundaria interno, que rota más lentamente que la órbita principal (40-48% de velocidad del eje).
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FIGURA 14 UN EJEMPLO DE ORBITAS LISSAJOUS EN UNA CONDICION DE OIL WHIRL ( EL LAZO INTERNO ROTARA SUAVEMENTE SOBRE EL EJE DE LA ORBITA EXTERNA)
-
SOLTURA MECANICA
El comportamiento de la órbita Lissajous para la soltura, es similar al roce. Los casos más comunes de soltura mecánica son debidos a la demasiada luz en los cojinetes.
La órbita típica implica la presencia de subarmónicas a 1X RPM (usualmente ½ X o 1/3 X), así como la presencia de armónicas ordenadas de 1X RPM del eje. Las frecuencias sub-sincronizadas, producirán lazos secundarios internos, similares que para el caso de rozamiento de rotor. Claro que en la situación más compleja, las órbitas serán erráticas, como la exhibida en la Figura 15.
FIGURA 15 UN EJEMPLO DE ORBITAS LISSAJOUS DEBIDO A SOLTURA MECANICA, MOSTRANDO COMPLEJOS LAZOS SECUNDARIOS INTERNOS
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CAPITULO IV ANALISIS VIBRACIONAL Y ANALISIS DE CORRIENTE EN MOTORES ELECTRICOS
EQUIPOS ROTATIVOS Y MOTORES ELECTRICOS:
DIAGNOSTICO POR: ANALISIS VIBRACIONAL Y ANALISIS DE CORRIENTE
DIAGNOSTICO DE DEFECTOS EN BARRA DE ROTOR Y ENTRE HIERRO EXCENTRICO EN MOTORES DE INDUCCIÓN CON LA ASISTENCIA DE ANALISIS DE CORRIENTE Y ANALISIS VIBRACIONAL
1. INTRODUCCION
El análisis vibracional (Espectros FFT) viene siendo utilizado para detectar principalmente problemas mecánicos; sin embargo en los últimos años su uso también viene siendo aplicado en el diagnóstico de anomalías eléctricas en motores de corriente alterna y continua.
En esta oportunidad vamos a precisar las bases de diagnóstico de anomalías eléctricas en motores de inducción, a través del Análisis Vibracional y la confirmación de la magnitud del daño con el uso del Análisis de Corriente.
Para el diagnóstico por Análisis Vibracional (Espectros FFT) consideraremos la carta de Diagnóstico del TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE ( Tabla I), así como las figuras N°1, 2 y 3.
FIGURA 1 DIAGRAMA DE UN MOTOR DE INDUCCION A LO LARGO CON SU CAMPO ESTATOR MOTOR, BARRAS ROTORICAS, ENTREHIERRO Y CAMPO MAGNETICO
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TABLA I CARTA DE DIAGNOSTICO DEL TECHNICAL ASSOCIATE OF CHARLOTTE
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FIGURA 2 VISTA ISOMETRICA DE UN ROTOR INCLUYENDO LAS BARRAS, ANILLOS DE CORTOCIRCUITO Y LAMINILLAS DEL ROTOR
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FIGURA 3 ENTREHIERRO ENTRE MOTOR Y ESTATOR
La figura 1 detallada los elementos constructivos del estator y rotor de un motor de inducción, mientras que la figura 2 permite observar con mayor acercamiento los elementos del rotor y el pasaje de la corriente.
Algunos de los problemas que pueden ser detectados en los motores de inducción con el análisis vibracional, son las siguientes: ESTATOR
:
Excentricidad, láminas cortadas o sueltas
ROTOR
:
Excentricidad (entre hierro variable)
PROBLEMAS
:
Barras o anillos cortocircuitos figurados o rotos, láminas cortadas, barras sueltas o abiertas, etc).
•
Deflexión térmicas inducido por un calentamiento localizado
•
Problemas de fases eléctricas (Conectores sueltos o rotos)
•
Problemas de pulso de torque
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2. ESPECTROS FFT TIPICOS DE DIAGNÓSTICO A continuación presentamos algunas consideraciones que deben tomarse en cuenta en el diagnóstico por análisis vibracional.
El entre hierro (AIR Gap) diferencial no debe exceder del 5% en los motores de inducción ni del 10% en los motores sincronos.
Considérese los siguientes límites permisibles para amplitudes filtradas a 2 veces la frecuencia de línea (2FL), para motores comprendidos entre 50 y 1000 HP. -
0.10 pulg/seg – Pico (1.8 mm/seg – RMS) para motores en servicio.
-
0.05 pulg/seg – Pico (0.9 mm/seg – RMS) para motores nuevos o recuperados.
-
0.025 pulg/seg – Pico (0.45 mm/seg – RMS) para motores de máquinas – herramientas.
•
Dos veces la frecuencia de línea (2FL) = 7200 CPM para 60 Hertz.
•
Frecuencia de paso de polos (Pole pass frequency: FP)
•
Fp
=
# Polos X frecuencia de deslizamiento (Fs)
Fs
=
Ns – RPM
Ns
=
Velocidad sincronica
RPM
=
Velocidad del motor
Frecuencia de paso de barras de rotos (RBPF) RBPF
•
=
# barras del rotor X RPM
Límites permisibles a la frecuencia RBPF o
Alarma
:
0.06 pulg/seg – Pico (1.08 mm/seg – RMS)
o
Parada
:
0.10 pulg/seg – Pica (1.08 mm/seg – RMS)
A continuación se presentan las figuras 5 a 12, donde se puede apreciar los espectros FFT típicos de diagnóstico de motores de inducción, con la asistencia de análisis vibracional.
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FIGURA 5A ESPECTRO DE MOTOR CON FRECUENCIA DE 12,000 CPM (Fmax)
FIGURA 5B ESPECTRO AMPLIFICADO DE MOTOR CON AMPLITUD LOG
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FIGURA 6A ESPECTRO CON AMPLITUDLOG MOSTRANDO CLARAMENTE BANDAS LATERALES DE FRECUENCIA DE PASO DE POLOS DE 1X A 4X RPM
FIGURA 6B ESPECTRO DE AMPLITUD LINEAL, NO MOSTRADO ADECUADAMENTE BANDAS LATERALES DE FRECUENCIA DE PASO MULTIPLES POLOS
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FIGURA 6C ESPECTRO AMPLIFICADO DE AMPLITU LOGARITMICA INDICANDO CLARAMENTE 1X RPM Y BANDAS LATERALES DE PASO DE POLOS
FIGURA 7A ESPECTRO NORMAL PMP CON Fmax: 50 X RPM
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FIGURA 7B ESPECTRO AMPLIFICADO INDICANDO PROBLEMA CENTRO DEL ESTATOR
FIGURA 8A ESPECTRO DE 30,000 CPM PARA MOTOR DE BOMBA DE AGUA DE RECIRCULACION
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FIGURA 8B ESPECTRO AMPLIFICADO INDICANDO UN ROTOR EXCENTRICO (NO SOLTURA MECANICA O DESALINEAMIENTO)
FIGURA 9A 30,000 CPM ESPECTRUM ON A CENTAC MOTOR (POS 2H)
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FIGURA 9A Y B ANCHO DE BANDA Y ESPECTRO AMPLIFICADO PARA UN MOTOR CON BARRAS DE ROTOR FISURADAS O ROTAS O PROBLEMAS DE ANILLO DE CORTOCIRCUITO
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FIGUIRA 9C-D ANCHO DE BANDY Y ESPECTRO AMPLIFICADO PARA UN MOTOR CON BARRAS DE ROTOR FISURADOS O ROTAS O PROBLEMAS DE ANILLO DE CORTOCIRCUITO
FIGURA 10A PROBLEMAS SEVEROS DETECTADOS EN BARRAS DE ROTOR A 2X RBPF, PERO COMPLETAMENTE PERDIDO A 1X FREC. DE PASO DE BARRAS DEL ROTOR (1X RBPF)
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FIGURA 10B PROBLEMA SEVERO DE BARRAS DE ROTOR (DETECTADO A FREC. DE PASO DE BARRAS DE ROTOR A 2X)
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FIGURA 11 AJUSTE DE BANDAS DE ALARMA ESPECTRAL PARA UN MOTOR (6 POLOS) DE BOMBA DE CONDENSADO
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FIGURA 12 EJEMPLO DE ESPECTRO DE UN MOTOR CON PROBLEMAS DE TORQUE PULSANTE
3. ANÁLISIS DE CORRIENTE EN MOTORES DE INDUCCIÓN
3.1 Beneficios del análisis de corriente
A continuación se presentan algunos beneficios que se obtienen de la aplicación del análisis del análisis de corriente en motores de inducción.
a.
El análisis puede ser efectuado desde el centro del control o tablero de distribución (lejos del equipo), sobre todo en equipos de alto riesgo.
b.
Detección de anormalidades en el motor conforme se detalla en la tabla II.
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TABLA II PROBLEMAS DETECTADOS CON EL ANÁLISIS DE CORRIENTE EN MOTORES EN FUNCION DE PARAMETROS / FRECUENCIAS
•
Frecuencia de contacto del rotor: FAG (Rotor Slot Frequency)
1− s Fag = FL (nrt R ± e ) ± n we P
Ecuación 1
Donde: Fag
:
Frecuencia de contacto del rotor (Hz o CPM)
FL
:
Frecuencia de la línea (Hz o CPM)
Nrt
:
Número entero (1, 2, 3, …)
R
:
Número de barras del rotor
e
:
Número entero (0 para excentricidad estática), (1, 2, 3 … para excentricidad dinámica.
s
:
Deslizamiento porcentual del motor.
P
:
Número de pares de polos
Nws
:
Número de orden armónico (1, 3, 5, 7…)
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c.
Si un diagnostico precisó las anormalidades indicadas en la Tabla II, pueden eventualmente motivar fallas como roce del estator/rotor, daño térmico en el estator, excesivos arranques, flexionamiento del rotor y en general inestabilidades operativas y vibracionales.
d. El análisis de corriente puede eliminar la necesidad de desmontaje e inspección visual. e.
Considerando que el análisis de corriente puede detectar problemas como barras de rotor fisuradas, lo cual reduce la eficiencia del motor e incrementa la vibración, podemos resolver estos problemas antes que se conviertan en falla catastrófica.
f.
Permite detectar los problemas a tiempo, evitando consumos de energía innecesarios.
3.2 Instrumentación requerida En la figura N. 13, se puede apreciar los instrumentos requeridos para análisis de corriente, los mismos que a continuación se especifica: -
Analizador de estado de condición (equivalente a un MICROLOG CMVA – 55)
-
Pinzas amperimétricas compatible al analizador CMVA – 55 (en un rango de 20A/200A y 40A/400A con capacidad hasta 600ª a 750 voltios).
-
Software análisis de corriente (equivalente al wizard utilizando con el Microlog CMVA – 55)
FIGURA 13 ESPECIFICACIONES TIPICAS PARA CORRIENTE DE MOTORES TRANSFORMADORES Y UNIDADES DE SEÑALIZACION
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FIGURA 14 ESPECTRO DE CORRIENTE, MOTOR SIN BARRAS ROTAS
FIGURA 15 ESPECTRO DE CORRIENTE, ROTOR CON UNA BARRA ROTA ( EL MISMO MOTOR DE LA FIGURA 14)
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3.3 Procedimiento y características de la medición y diagnóstico
Como primera acción, debe evaluarse la corriente que conduce cada fase, las mismas que no deben variar mas del 3%. Si la variación excede del 3% en algunas de las fases, tendremos la presencia de anormalidades en el estator, conforme se indico en la Tabla II. La segunda acción, es efectuar en una de las fases con la asistencia de la pinza amperimetrica compatible y el analizador (equivalente al MICROLOG CMVA – 55), la cual deberá estar seteado para rango de frecuencia de 0 – 100 Hz (0 – 6000 CPM) y 1600 FFT líneas de resolución; a fin de detectar la frecuencia de línea (FL) y observar las bandas, laterales (sidebands) de la frecuencia de paso de polos (FP), con sus correspondientes amplitudes (corriente Amp. o dB), lo cual permitirá diagnosticar problemas con el rotor. En las figuras 14 y 15, tenemos dos ejemplos de diagnostico con análisis de corriente; la primera (Fig 14) indica un motor sin problemas, mientras que la segunda (Fig. 15) muestra un motor con una barra roto en el rotor.
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Notas: -
La evaluación debe efectuarse con una carga al menos del 70%
-
Tabla aplicada generalmente a tamaños de motores mayores a 40 HP.
-
FL : amplitud a la frecuencia de línea (dB a amperios)
-
FP : amplitud a la primera banda lateral a la izquierda de la frecuencia de línea.
-
Frecuencia de paso de polos (FS) : Número de categoría de la severidad del problema.
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Es importante que la evaluación se efectúe a plena carga (100%) o al menos al 70%, toda vez que esto influya en la calidad del diagnóstico. En las figuras Nº 16 y 17 se puede apreciar los espectros de análisis de corriente para un 50% y 100% respectivamente de un mismo motor (con dos barras).
FIGURA 16 ESPECTRO DE CORRIENTE, ROTOR CON DOS BARRAS ROTAS BAJO CARGA REDUCIDA
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FIGURA 17 ESPECTRO DE CORRIENTE ROTOR CON DOS BARRAS W ROTAS BAJO PLENA CARGA
Si nos guiamos de la Fig. 16, el motor no estaría indicando anormalidades (FL/FP = 52 dB), con un 50% de carga; sin embargo en la Fig. 17, si sé detectar las dos barras rotas (físicamente verificada), lo cual diagnóstico FL / FP = 37.2 dB lo confirma (Ver Tabla III).
Otro alcance del diagnóstico del análisis de corriente, está dirigido a evaluar el entre hierro
(Air Gap)
heterogéneo entre el estator y rotor, para la cual se debe detectar la presencia de la frecuencia del contacto del rotor (Rotor Slot Frecuency) indicada en la ecuación 1 y las bandas laterales de dos veces la frecuencia de línea (2FL) a su entorno. Al respecto se debe indicar que muchas veces la banda lateral 2FL puede tener una amplitud por debajo del 1% del valor de la frecuencia de contacto del rotor (equivalente a 40dB); para lo cual es necesario trabajar en escalas logarítmicas en las ordenadas (eje Y) y asistirse en muchos casos de software especializado como el WIZARD de SFK CONDITION MONITORING (USA)
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DIAGNOSTICO POR ANALISIS VIBRACIONAL Y DE CORRIENTE DE UN MOTOR DE INDUCCION DE UN VENTILADOR DE TIRO FORZADO
1.-
CARACTERISTICAS DEL EQUIPO
FIGURA 1 VENTILADOR DE TIRO FORZADO
2.-
RESULTADOS DE EVALUCACION
2.1.
ANALISIS VIBRACIONAL
Los niveles vibracionales ( Overall) registraron valores bastantes bajos ( 0.025 pulg/seg-Pico = 0.45 mm/segRMS), que a primera vista estaría indicando condiciones satisfactorias, sin embargo durante las pruebas a velocidad variable se escuchó un zumbido
de considerable intensidad y niveles puntuales de 4 g’s de
aceleración vibracional.
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A fin de determinar las anormalidades observadas en el punto 1A (overall de mayor valor) y cuyo espectro frecuencial se muestra en le Figura 2. En dicho espectro se puede observar la velocidad de giro (1X) y armónicas (NX), para lo cual se usó una escala logarítmica en el eje de las amplitudes. (las armónicas múltiples ya estaban indicando una anormalidad, la cual debería investigarse).
Durante la inspección general de ambos motores en el taller, se confirmo la existencia de muchas barras fisuradas y daños en los anillos de corto circuito e inclusive láminas dañadas. Como se puede apreciar el análisis de corriente es una excelente herramienta de diagnóstico y verificación del estado de motores eléctricos. En la Figura 3 se puede apreciar un ZOOM aplicado al entorno de la frecuencia 1X (746 RPM) procedente de la figura N.2. Esta Fig. 3, se puede apreciar claramente las bandas laterales (Sidebands) de la frecuencia de paso de polos (FP) y lo que es más asombroso; la banda lateral al lado izquierdo, es de mayor amplitud que la correspondiente al 1X, asimismo la Figura N.4 revelan bandas laterales a la frecuencia de paso de polos alrededor de la frecuencia 2X, observa con mucha claridad las bandas laterales a 63 CPM (1.05 Hz) correspondiente a la frecuencia de paso de polos. Por lo mencionado, el análisis vibracional indica problemas en el rotor (barras de rotor /anillos de cortocircuito fisurados o rotas, uniones defectuosas entre las barras / anillos de cortocircuito o láminas rotas).
2.2 Análisis de corriente del motor Considerando que el análisis vibracional viene indicando problemas potenciales en el rotor, es que se recomienda aplicar el análisis de corriente para confirmar el diagnóstico. El análisis de corriente que ha continuación se presentará fue efectuado en el circuito secundario, utilizando una pinza/transformador de corriente y un analizador de espectros frecuenciales. La Figura 6 muestra el espectro de corriente tomado en el motor, con la aplicación de un ZOOM al entorno de la frecuencia de línea (FL) : 51.023 Hz ó 3061 CPM, con una amplitud de 1.89 Amps., mientras que la banda lateral de la frecuencia de paso de polos ubicada a la izquierda de la FL, tiene una amplitud de 0.0510 Amp., lo que equivale a una relación de 37.1 (189/0.0051) ó 31.4 dB.
Con estos resultados nos remitimos a la Tabla III, donde se aprecia que el diferencial de 31.4 dB se encuentra en el rango de la Clase N°6, es decir, que el motor debe ser sometido a una reparación general (Overhaul). Con esta experiencia, se procedió con el análisis de corriente de otro ventilador similar de la planta, el cual tambien habia presentado ruidos agudos. La figura 7, muestra el resultado del análisis de corriente de dicho ventilador, en el cual se puede observar la frecuencia de línea con la banda lateral izquierda de la frecuencia de paso de polos y cuyas amplitudes indican una relación FL/FP de 43.9 que es equivalente a 32.9 dB. Estos valores, califican a este equipo de acuerdo a la Tabla III, en la clase 6, la cual recomienda el overhaul del motor.
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FIGURA 2 ESPECTRO VIBRACIONAL DEL MOTOR, MOSTRANDO EXCESIVAS ARMONICAS NX
FIGURA 3 ZOOM ESPECTRAL MOSTRANDO BANDAS LATERALES ALREDEDOR DE LA VELOCIDAD DE GIRO 1X
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FIGURA 4 ZOOM ESPECTRAL MOSTRANDO BANDAS LATERALES A LA FRECUENCIA 2X
FIGURA 5 ZOOM ESPECTRAL MOSTRANDO BANDAS LATERALES ALREDEDOR DE LA FRECUENCIA 22X A 25X
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FIGURA 6 ANALISIS ESPECTRAL DE CORRIENTE DEL MOTOR
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FIGURA 7 ANALISIS ESPECTRAL DE CORRIENTE DE UN MOTOR SIMILAR AL MOSTRADO EN LA FIGURA 6
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CAPITULO V
ANALISIS VIBRACIONAL EN EL DIAGNOSTICO DE MOTORES ELECTRICOS DE CORRIENTE CONTINUA Y EN SU SISTEMA DE CONTROL
5.1. Introducción
La electricidad ha sido utilizada experimentalmente desde el siglo 17, pero fue recién en el siglo 19 que la energía eléctrica fue de uso general Durante el mismo periodo.
Los motores de corriente directo (DC)
convierten la electricidad DC, en energía mecánica (torque/velocidad).
Estos motores son usados en las máquinas de papel, máquinas textiles, locomotoras, etc. Así los motores de son a menudo el corazón de los equipos auxiliares de la fábrica y cuando se detecta un problema en el motor DC se debe tomar acciones correctivas. En este capítulo se presenta la información, de cómo usar el análisis vibracional en la detección de problemas de estos motores y en su sistema de control típico que se presentan.
5.2. Construcción del Motor DC y sus principios de operación
Un motor DC está constituido por 2 componentes mayores: (1) la estructura estática principal, incluyendo las campanas, cepillos y polos, (2) la armadura de rotación /eje, que consiste de la armadura, el conmutador y los conductores de armadura. La figura 1 es una simple ilustración que denota estos componentes junto con otros elementos básicos, los cuales conforman un motor DC.
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FIGURA 1 CONSTRUCCION DE UN MOTOR DC
• Estructura Principal La estructura principal es un elemento cilíndrico que provee un flujo magnético a loa polos (field poles), como se muestra la figura 1. Estos polos se muestran en detalle en la figura 2 y 3 son fijados en el marco interior. El marco principal donde se instalan los polos se construyen con laminaciones de acero las cuales son soldadas juntas en forma de un anillo. Los arrancadores de automóviles son un ejemplo de ello. Generalmente los apoyos del motor (pies) son incluidos como parte de la estructura principal.
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FIGURA 2 TIPICO POLO LAMINADO CON SU APOYO ( POLO SHOE) Y SU BOBINA DE CAMPO
FIGURA 3 ESTRUCTURA PRINCIPAL MOSTRANDO LOS POLOS E INTERPOLOS
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El extremo de la campana proporciona el apoyo para la instalación de los cepillos (Ver Figura 4). Así como del conmutador, el cual energiza la armadura que causa la rotación
Los polos son mostrados en pares opuestos, como se muestra en la figura 3, pueden existir uno a 4 pares de polos o (2 a 8 polos). A diferencia de los motores AC (inducción), el número de polos no tiene ninguna relación con la velocidad rotacional, solo con las dimensiones del motor (Las velocidades del motor DC varían directamente con la magnitud de voltaje proporcionado al motor).
Los polos son magnetizados cuando las bobinas de la armadura (campo) son energizados. Las bobinas del campo principal pueden ser del tipo Serie, Shunt o Compound.
Un motor en serie usa alambres de mayor diámetro con algunas vueltas, mientras que un motor Shunt usa alambre de menor diámetro pero con una gran cantidad de vueltas, mientras que un motor compound tienen las características promedio de los motores serie y Shunt.
Asimismo, se puede indicar que un motor serie opera de un amplio rango de velocidad pero es muy sensible a la carga (la velocidad es inversamente a la carga), mientras que un motor Shunt mantiene prácticamente la velocidad constante con diversas variaciones de carga. El motor Compound combina los atributos de los motores serie y Shunt, es decir una velocidad mas estable, pero al mismo tiempo fácil de regularla. Un motor serie puede destruirse por sobre velocidad al reducirse su carga.
Los cepillos del conmutador están montados en sus portacepillos en el extremo del conmutador y de la campana (ver figura 1).
Hay un portacepillo (o poste) por cada polo.
Los portacepillos son aislados
eléctricamente de la estructura del motor y son apropiadamente instalados alrededor del conmutador de tal forma de que el cepillo hará contacto con los segmentos del conmutador a fin de causar la rotación. Los cepillos energizarán segmentos del conmutador el cual energizará los conductores de la armadura creando un secuencial cambio de flujo de corriente en la armadura. Este cambio de flujo de corriente ahora resultará en un cambio de magnetismo en la armadura lo cual causa la rotación de la armadura. Esto es referido como conmutación.
Este proceso de conmutación implica que el cepillo hará contacto simultáneamente con 2
segmentos del conmutador. Cuando esto ocurre, habrá momentáneamente un corto creando chispas entre cepillos y la superficie del conmutador. Los interpolos son usados para compensar el magnetismo del campo de los polos principales, reduciendo las chispas. La figura 3 muestra los interpolos, localizados entre el campo principal de los polos. Note que los interpolos, son más pequeños que los polos principales.
Los cepillos son comúnmente hechos de carbón o carbón grafito y están presionados con resortes contra el conmutador (ver figura 4) el reemplazo de los cepillos gastados es sencillo. Para mantener un adecuado contacto entre los cepillos y el segmento del conmutador, debe existir una superficie lisa. Esta superficie esta
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compuesta de una película de oxido de cobre, grafito y partículas grafito y es formada por la acción de fricción de los cepillos contra el conmutador, así como el flujo de corriente entre estos dos componentes bajo adecuadas condiciones, esta película superficial, permitirá una larga vida al conmutador y los cepillos. Una inapropiada tensión de ajuste en los cepillos, irregulares superficies del conmutador y cepillos, chispotorreo y película de carbón del cepillo. Estas condiciones eventualmente conllevan a una pobre vida del motor.
FIGURA 4 TIPICO CEPILLO Y PORTACEPILLO
• Ensamble de la Armadura La figura 5 muestra un ensamble de la armadura el cual es hecho de la siguiente manera; el componente principal / armadura de eje, un conmutador, y armadura de laminación, bobinas del conductor, rodamientos y el ventilador de enfriamiento.
El conmutador es hecho de grandes segmentos de cobre ensamblados en forma de un circulo (ver Figura 7) cada segmento del conmutador es eléctricamente aislado de los segmentos adyacentes a la armadura pero sin tocarla, dejando una pequeña luz entre ellos. En el extremo de la armadura existe un desnivel desde las bobinas conductoras de la armadura (incrementadotes/risers)
Estos conductores hacen una gran parte del trabajo del motor, llevando la corriente eléctrica desde los cepillos (escobillas/conmutador hacia la armadura, (ver figura 5). Este flujo de corriente crea el magnetismo en la armadura que resulta en la rotación.
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FIGURA 5 ENSAMBLAJE TIPICO DE ARMADURA
FIGURA 6 LAMINACION TIPICA DE LA ARMADURA Armature Teeth
:
Dientes de Armadura
Armature Slots for coils
:
Canales de la armadura para las bobinas
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FIGURA 7 TIPICO ENSAMBLE DEL CONMUTADOR Copper Commutaror Segmente
:
Segmento conmutador de cobre
Riser
:
Incrementador
Coils connect to slots in Risers
:
Bobinas conectadas a las ranaduras de los incrementadores
Mica insulation between commutador segments:
Mica aislante entre sementos del conmutador
• Principios de operación de los motores DC La figura 8 muestra la ilustración de un motor DC de simple bobina y un par de segmentos conmutadores y magnetos permanentes en las bobinas de campo. Como la corriente eléctrica es pasada a través del conmutador por la escobilla y por las bobinas de la armadura que son magnetizadas, la armadura magnetizada es sintonizada a través de la posición de los segmentos del conmutador, de tal forma que alternamente se magnetiza la armadura Norte (N) y Sur (S), conforme va rotando. Estos resulta en que algunas porciones de la armadura son atraídas y otras repetidas por los campos magnéticos.
En la figura 8 muestra la armadura Sur (S) siendo atraído por el polo Norte (N) y repetido por el polo Sur (S). La continua polaridad cambiante resulta en una continua rotación de la armadura y el conmutador resulta en una corriente reversa que fluye en la bobina y permite que la armadura cambie su polaridad “S” a “N” y de “N” a “S”.
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Los constantes cambios de polaridad resultan en una continua rotación. La velocidad rotacional de un motor DC es alterado por la variación del voltaje a la armadura.
La dirección de rotación del motor es modificada al cambiar la polaridad de la corriente de alimentación DC.
FIGURA 8 OPERACIÓN DE UN MOTOR DC DE BOBINA SIMPLE
• Generación de Potencia DC Inicialmente la electricidad DC fue producida por generadores DC o por la batería, cuando la energía AC, se convirtió en fuente de energía preferida, el uso de la DC comenzó a declinar; lo que motivo que muchas industrias comenzaran a generar su propia electricidad DC, usando motores AC acoplados a generadores DC (“MG” sets”), o a través del uso de circuitos rectificadores controlados por Diodos de Silicio (SCR)
La mayoría de la electricidad industrial DC es producida por el uso SCR´s. Un circuito SCR es simplemente un circuito en estado sólido que es capaz de convertir electricidad AC en electricidad DC. Una ventaja distinta de SCR’s sobre los grupos “MG”, es que no hay partes en movimiento y son relativamente fácil de mantener. Los circuitos SCR producen corriente DC rectificada de media onda cuando se usan 3 SCR, mientras, si se usan 6 SCR, se obtendrá la rectificación de onda completa.
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En los Estados Unidos, la AC es normalmente suministrada a una frecuencia (FL) de 60 Hz. (3600 CPM), por lo tanto 3 fases tendrán 3 ondas sinusoidales desfasadas a 120°, una respectote otra, tal como se muestra en la figura 9.
FIGURA 9 FORMAS DE ONDAS ELECTRICAS
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En la misma Fig. 9 se puede apreciar como las ondas sinusoidales de las 3 fases son rectificadas como medios onda y onda completa.
La figura 10 ilustra a 3 SCR que permiten rectificar media onda DC en el circuito del motor, mientras la figura 11 ilustra un circuito 6 SCR para rectificar la onda completa. El propósito general de ambos sistemas es convertir la electricidad AC a DC y proporcionar el mando de velocidad y control.
Una falla de estos
componentes romperá el ritmo de la onda DC y de la rotación del motor. Esta disrupción resultará en un incremento de la respuesta vibracional.
FIGURA 10 TIPICA MEDIA ONDA RECTIFICADA EN UN MOTOR DC CON 3 SCR A RAZON DE 1 SCR POR TARJETA DE ENCENDIDO (FIRING CARD)
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Para entender la Figura 11, analizaremos lo que provoca la presencia de cada SCR (una frecuencia de 3600 CPM), por lo que los 6 SCR en tres circuitos (de 2 SCR por circuito), implicará una relación (firing rate) de 6 x 3600 CPM= 21,600 CPM, mientras que el caso de la figura 10 (e SCR, tendríamos 10,800 CPM).
Ahora analizaremos que sucederá si uno de los circuitos AC sale fuera de servicio, se perdería 1/3 del “firing rate” ósea 1/3 x 21600=7200 CPM o lo que es equivalente, la salida del servicio de 2 SCR (2 x3600 = 7200 CPM). En el caso que solo se dañara 1 SCR, la respuesta del “firing rate” serie de 3600 CPM.
FIGURA 11 TIPICA ONDA COMPUESTA RECTIFICADA EN UN MOTOR DC CON 6 SCR POR TARJETAS DE ENCENDIDO (FIRING CARD)
5.3 Aplicaciones del análisis vibracional en motores de corriente continua y en sus controles La tabla I presenta una guía de diagnostico de problemas detectables en motores DC y en sus controles, usando el análisis vibracional. De gran importancia en el diagnostico de motores DC, es el reconocimiento que el SCR controla la vibración del motor DC.
Así, una gran porción de esta sección del diagnostico e concentrada a problemas de control del circuito, los cuales afectan el comportamiento del motor. La sección del diagnostico implica el uso de espectros FFT en modo velocidad, sin embargo, no se descarta el uso del modo de aceleración, cuando se crea conveniente en algún tipo de aplicación.
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• Espectro Normal de un motor DC sin problemas aparentes El primer paso en detectar un problema en motores DC y en sus controles es reconocer que es un espectro de vibración “normal”, en un motor que no tiene problemas.
Para un motor DC con SCR, el espectro mostrado en “A” (Tabla 1) indica una condición “normal”, ya que la amplitud a la frecuencia SCR no sobrepasa las 0,05 pulg./seg. pico, tomándose como Alarma1 un valor de 0,10 pulg./seg. – pico (para motores de 25 a 800 Hp). Obviamente el tipo de cojinete y la velocidad afectaría este nivel de alarma, el cual podría ajustarse usando los medios estadísticos (la media y la desviación estándar) para esta frecuencia SCR.
Como referencia se puede indicar que la Alarma 1 sería equivalente x + 35, mientras que la Alarma 2 podría fijarse en un 50% por encima de la alarma 1 (la información seria obtenida de un grupo de maquinas – familia DC y sus valores históricos). La Figura 12 es un tiro espectro normal de un motor DC-6 SCR. Frecuentemente la presencia de un pico a la frecuencia 2 x SCR puede estar asociado a un problema
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FIGURA 12 ESPECTRO NORMAL DE UN CIRCUITO 6 SCR CON UNA ACEPTABLE AMPLITUD A LA FRECUENCIA SCR
• Defecto/Rotura en los devanados, problemas a tierra o falla en el sistema de sintonización En el caso B mostrado en la Tabla 1, es típico en devanados rotos en armaduras, problemas a tierra o falla en el sistema de sintonización. Note que las fallas en el encendido pueda resultar en una rate de pulsación en el SCR, que causara que las ondas rectificadas estén ligeramente fuera de fase (Ej., para un circuito 6 SCR de rectificado total de onda, la diferencia de fase podría esta en 60° y en 120° para una de media onda (3SCR). De nuevo una amplitud aproximadamente sobre 0,10 in/sec a 1X SCR ya es o,15 in/sec, ya requieren corrección. Estos valores solo como guías, ya que las alarmas deben ser estadísticamente especificadas, tal como discutimos en la sección A. Actualmente las amplitudes a la frecuencia SCR pueden variar grandemente debido a la calidad del circuito SCR, peso del motor, tipo de cojinete, etc. Nótese para esta condición que el problema podría estar en circuito SCR o en el motor. Todo esfuerzo debe ser hecho para verificar cual es la falla para evitar innecesarias o inapropiadas reparaciones.
Las figuras 13A y 13B son espectros mostrando fallas en el sistema de encendido en circuitos 3 SCR respectivamente. Nótese que las amplitudes en ambos casos exceden las 0,10 in/sec – Pk. Si dichas amplitudes no se reducen por regulación del encendido, será necesario chequear el devanado del motor o problemas a tierra. En algunos casos el circuito SCR por si mismo puede tener una problema filtración, causando inherentes altas vibraciones a la frecuencia SCR.
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FIGURA 13A ESPECTRO FFT DE UN SISTEMA DC DE RECTIFICACION DE MEDIA ONDA CON FALLA DE SINTONIZADO ( FAULTY TUNING)
FIGURA 13B ESPECTRO FFT DE UN SISTEMA DC DE RECTIFICACION DE ONDA COMPLETA CON FALLA DE SINTONIZADO (FAULTY TUNING)
• Falla en la tarjeta de encendido o fusible quemado Cuando la tarjeta de encendido (firing card) del SCR falla o el fusible se quema, se pierde 1/3 de la energía eléctrica. Esto resulta momentáneos cambios en la velocidad del motor y altas amplitudes vibracionales a
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frecuencias de 1/3 XSCR y la 2/3 XSCR (como “C” de la tabla I). Esta condición puede ser corregida al reemplazar el fusible o la tarjeta de encendido. Las figuras 14A y 14B muestran los espectros antes y después de la reparación de un motor DC de onda completa, el cual presento un problema causado por conectores sueltos en la tarjeta de encendido. Obsérvese los picos a 7200 CPM (2FL) y 14400 CPM (4FL), lo que es equivalente a 1/3XSCR y 2/3XSCR
FIGURA 14A ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO CON 6 SCR CON LOS CONECTORES SUELTOS DE LA TARJETA DE ENCENDIDO
FIGURA 14B ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO CON 6 SCR DESPUES QUE LOS CONECTORES SUELTOS DE LA TARJETA DE ENCENDIDO HAN SIDO REPARADOS
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• Fallas en el SCR, tarjetas de control, conectores sueltos/fusibles quemados El caso D es una ilustración de la tabla 1, que muestra características espectrales por una falla del SCR, en la tarjeta de control o un fusible quemado, nótese la presencia de la frecuencia SCR y armónicos de la frecuencia de lines (FL, 2FL, 3FL, 4FL y 5FL), solo uno o dos picos aparecerán con amplitudes mayores a lo normal. Aquí la importancia radica es que los picos FL, 2FL, 3 FL, 4 FL y 5FL, podrían no aparecer con notables amplitudes en un espectro de un motor DC, sin importar si el motor es de onda media o completa. Una amplitud normal a estas frecuencias, deben ser como de 0.005 in/sec, mientras que un nivel de Alarma1 estará en el orden de .01 o .02 in/sec para la FL hasta 5FL (note que el 3XFL es solo aplicable para el circuito SCR de onda media).
Un
osciloscopio puede ser usado para confirmar este problema u otros del circuito SCR. En algunos casos el fusible puede no estar quemado, pero si haciendo un falso contacto, debido a conexiones corroídas, sueltas o quemadas.
El espectro de la figura 15A y 15B muestran el antes y el después de un motor DC con problemas de fusible y/o tarjeta de control.
Obsérvese las amplitudes de 0.071 pulg./seg y 0,073 pulg./seg, a FL y 5FL respectivamente antes de la reparación.
FIGURA 15A ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO 6 SCR CON UN FUSIBLE QUEMADO Y LA TARJETA CORTOCIRCUITADA
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FIGURA 15B ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO 6 SCR DESPUES QUE SE REEMPLAZO EL FUSIBLE Y LA TARJETA
• Falla de la tarjeta comparadora La tarjeta comparadora es responsable del control de la velocidad del motor DC del constante monitoreo de la diferenta de voltaje del tacómetro del motor referencial (como se ilustra en la figura 10). Una falla en la tarjeta comparadora causará una falta en el control de las RPM. (Fluctuaciones de velocidad)
El caso “E” ilustrado en la Tabla 1 muestra la frecuencia SCR con bandas laterales espaciadas a la velocidad fluctuante. Para analizar este espectro se requiere una alta resolución espectral. Estas bandas laterales tendrán un espaciamiento igual a las fluctuaciones de RPM, pero pueden también ser causados por la generación y regeneración de campos electromagnéticos. Es recomendable que se use una resolución de 3200 líneas FFT dentro del programa de monitoreo.
Hay que tener cuidado cuando se usa un magneto antes con el acelerómetro cerca al tacómetro, puede causar cambios extremos de velocidad debido al campo magnético inducido al tacómetro.
Las figuras 16A y 16B son espectros mostrados antes y después de la reparación de la tarjeta comparadora en un sistema 3 SCR de media onda. Nótese que los 37.5 CPM del ancho de la banda lateral esta relacionado con las
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fluctuaciones de la velocidad. E recomendable una resolución (3200 líneas) con una máxima frecuencia de 24,000 CPM (400 Hz), sensando los cojinetes en posición horizontal.
FIGURA 16A ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO 3 SCR CON FALLA EN LA TARJETA COMPARADORA
FIGURA 16B ESPECTRO FFT DE UN CIRCUITO 3 SCR DESPUES QUE LA TARJETA COMPARADORA FUE REEMPLAZADA
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• Paso de corriente eléctrica a trabes de los rodamientos del motor DC Cuando existe el paso de corriente desde el motor hacia tierra a través de los rodamientos, se producirá un daño en esos últimos. Las principales fuentes de esta corriente son: electricidad, estática, inducción magnética, etc. Generalmente este defecto aparece en el espectro como una frecuencia central que se ubica entre los 100,000 a 150,000 CPM, acompañada de bandas laterales igualmente espaciadas a valores de BPFO (Frecuencia de defecto en la pista exterior) conforme se puede apreciar en el caso “F” de la tabla 1. En las figuras 17A y 17B, se pueden apreciar los espectros FFT en velocidad y de Spíke Energy respectivamente, tomados en el rodamiento exterior que registro de corriente en un motor DC.
Para evitar este problema deberá instalarse una bocina no conductiva que permite aislar el rodamiento de su alojamiento o instalar una escobilla al eje haciendo tierra, pero en ambos casos se deberá continuar con el monitoreo ya que la bocina aislante o la escobilla podrían fallar con el tiempo.
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FIGURA 17 COMPARACION DE ESPECTROS DE VELOCIDAD Y DE SPIKE ENERGY TOMADAS SOBRE EL COJINETE EXTERNO DE UN MOTOR DC QUE PRESENTA DAÑO EN SU PISTA EXTERIOR POR PASE DE LA CORRIENTE ELECTRICA A TRAVES DEL RODAMIENTO
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CAPITULO VI ANALISIS ODS (OPERATING DEFLECTION SHAPE)
Como su nombre lo indica, el análisis de forma de deflexión de operación (ODS) es una técnica mediante lo cual uno puede mostrar como una máquina esta vibrando (ya sea mediante métodos manuales o animados por computadoras). Este no es un análisis modal (aunque muchos analistas se refieren a ODS como un análisis modal de “bajo costo”). ODS simplemente muestra como la maquina esta vibrando y da al analista una buena idea de lo que pueda estar causando el problema, tal como es el desalineamiento, desbalance, la pata floja, resonancia, problemas de cimentación, etc. ODS solo imitará un análisis modal si y solo si, la resonancia es el problema dominante. En otras palabras para el caso de problemas de resonancia deberá emplearse el análisis modal. Para proceder a efectuar un análisis ODS, se debe disponer de un instrumento que puede medir la amplitud y la fase a una cierta frecuencia (o conjunto de frecuencias). La mayoría de analizadores de hoy utilizan algún software, si se desea ver un ODS a 1X RPM, el software debe crear un modelo, identificar y enumerar las ubicaciones en el modelo, luego transfiere o descarga esta “ruta” dentro del analizador a fin de efectuar la prueba. Luego, si se desea ver un ODS a otra frecuencia (tal como 2X RPM), se debe preparar otra prueba, pero esta vez haciendo todas las mediciones en 2X RPM, luego descarga los datos y evaluar el ODS en 2X RPM.
En la actualidad, existen unos cuantos analizadores y softwares, los cuales permiten la medición de la forma de onda en el tiempo (esto es, la vibración total de la máquina, incluyendo todas las frecuencias que estén presentes – 1X RPM, 2X RPM, frecuencias de rodamiento, frecuencias eléctricas, frecuencias de paso de álabes, frecuencias resonantes, etc). Usando una fuente de detección de fases (trigger), el analizador y el software puede medir la fase, junto con la forma de onda del tiempo total. Posteriormente, se puede operar solo una “ruta” después de máquina, cuando esta vibrando a 1X RPM, a 2X RPM u otras frecuencias particulares, o aún con todas las frecuencias combinadas (la forma de onda en el tiempo). Este es el tipo mas significativo de análisis de forma de deflexión de operación disponible en la actualidad.
a. Técnica manual de análisis ODS A continuación se describirá como operar un análisis de ofrma de deflexión en operación en forma manual (graficando el ODS con sus respectivas amplitudes y fases medidas a una cierta frecuencias).
1.
Sirvase referirse al analisis de forma de deflexión de operación que se muestra en la Figura 1. Nótese que las mediciones de amplitud y fase mostradas se ubican a lo largo del bastidor del soporte principal de la máquina
2.
Si una alta vibración es notada en una dirección de la máquina y/o sobre cualesquiera de los bastidores de soporte, conduzca su análisis ODS en estos componentes de alta vibración.
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3.
Tome un pedazo de tiza o un lápiz de color y marque aproximadamente 10 a 12 puntos de medición uniformemente espaciados a lo largo de la maquina o bastidor de soporte. Si el componente de maquina que usted esta evaluando es de gran longitud en el orden de 30 pies, puede ser necesario usar aún mas puntos de medición, posiblemente con un espaciamiento de 1 a 1.5 pie. Si, de otro lado, la parte es muy corta, estos puntos deberían ser mantenidos muy juntos. En cualquier caso, el propósito es mostrar como la maquina esta sacudiéndose (no solo en cuanto a amplitud, sino también en cual dirección con respecto a otras partes de la máquina y/o bastidor, esto es, de arriba o abajo, o izquierda a derecha). Las mediciones de fase en esta frecuencia, revelarán esta información.
4.
Numere cada punto de medición y directamente marque estos números de medición sobre la maquina a bastidor que viene siendo analizado (como se muestra en la Figura 1).
5.
Haga un bosquejo mostrando la máquina, bastidor, cimentación e identifiqué los puntos de medición en el dibujo. Además, asegúrese de registrar los datos de placa tanto de las unidades conductora y conducida (más caja de engranajes si es aplicable). También, asegúrese de identificar el tipo de rodamiento (elemento rodante o cojinete plano) en cada unidad, ya que los sistemas responderán de manera diferente para estos dos tipos de rodamientos si el rotor es resonante.
6.
Luego, usted necesitará un instrumento con la capacidad de medir la amplitud del problema, frecuencia de la amplitud, así también como un transductor capaz de medir la fase a esta misma frecuencia. Este transductor de medición de fase puede ser una luz estroboscopica, una celda fotoeléctrica con su respectiva cinta fotosensitiva colocada sobre un eje u otro componente rotatorio, así mismo se puede utilizar los tacómetros láser que se conectan al analizador. En cualquier caso, una señal de detección de fases confiable es obligatoria.
7.
Si va medir con un acelerómetro, será una buena idea desempeñar el análisis adquiriendo datos de aceleración ya que este se acercara mas aproximadamente a la ruta tomada por los componentes de la maquina sobre cual el acelerómetro sea colocado. Si va medir con un captador de velocidad sísmica, seria mejor adquirir la medida de velocidad. En cualquier caso, sea consistente con todas las mediciones efectuadas ya que cambiar desde un parámetro podría causar un gran cambio en fase. Tome el instrumento y sintonice a la frecuencia problemática (si usa un analizador de tiempo real, asegúrese de mantener la frecuencia de interés dentro del primer 10% del tramo de frecuencia total para asegurar que las mediciones de fase permanezcan tan precisas como sea posible, particularmente si se usa las ventanas Hanning o Flat Top). Haga mediciones simultaneas de amplitud de vibración y fase.
8.
Mida y registre tanto amplitud y fase en cada ubicación. Si el problema a ocurrir fuese resonancia, esta forma de deflexión de operación indicaría si está operando o no a su primer, segunda, tercera o mayor
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frecuencia natural (note que la Figura 1 esta operando en el entorno de su segundo modo de flexión, al observarse los nodos en cada extremo y en su punto central y antinodos de ¼ y ¾ del tramo). También de la Figura 1, note el gran cambio de fase justo cuando cruce el nodo central desde el Punto E a Punto G. Si la resonancia fuese el problema, esta diferencia de fase se aproximaría a 180° particularmente si consideramos los antinodos (Puntos “C” y “H” en el caso de la Figura 1).
9.
Tome un papel cuadrado y primero dibuje la máquina, junto con cada uno de sus puntos de medición en la parte superior. Debajo de esto, construya una tabla de valores tanto de la amplitud y fase para cada ubicación de medición. Luego, con los datos de la fase y amplitud trace la forma de deflexión usando la amplitud y fase en cada punto. Esto es mostrado en la Figura 1.
10. Determine si la parte analizada está en resonancia y decida cuales pasos deberían ser consideradas para alterar su frecuencia natural si esta es resonante (en el caso de la Figura 1, requerirá la colocación de arriostramiento en los antinodos los cuales son los puntos de máxima deflexión). En el campo, se obtendrá una sensación del cambio potencial en la frecuencia natural, así como también de la amplitud resultante, para lo cual se puede colocar una gata hidráulica en uno o más de los antinodos (colocación de la gata u otro soporte temporal es solo necesaria en uno de los antinodos). Si la resonancia es el problema, esta adición temporal de rigidez tendera a mover la frecuencia natural a un valor, mas alto. Por lo tanto, si ya sea la velocidad de operación a unos de sus múltiplos esta operando en o cerca de su frecuencia natural (resonancia), esto puede resultar en niveles de vibración de 10 a 20 veces menores que aquellos cuando estaba en resonancia. Si este arriostramiento temporal resulta en conseguir mas altas frecuencias naturales y resuelve el problema; haga planes para añadir arriostramiento permanecer en o cerca de estos antinodos, posicionando el arriostramiento de manera tal que este permita el libre tránsito y la ejecución de las actividades de mantenimiento.
11. Si la resonancia no está presente en el análisis de deflexión de operación, minuciosamente examine las formas de deflexión en las direcciones X, Y y Z (vistas superior, elevación y de lado). El desalineamiento estaría indicado por un cambio de fase de casi 180° a través del acoplamiento; una pata floja o debil, al observar un excesivo movimiento de uno o mas de los soportes o patas de la máquina, la presencia de debilidad estructural seria evidente por excesiva vibración de uno de los miembros del bastidor, de la cimentación y/o de uno de los sujetadores, tales como los pernos de sujeción. El desbalance podría ser indicado por idéntico movimiento en las direcciones horizontal y vertical. En cualquier caso, el análisis ODS da al analista una idea mas amplia en cuanto a lo que esta ocurriendo con la máquina y le permite detectar problemas que le de lo contrario podrían pasar por alto.
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FIGURA 1 EJEMPLO DE LA FORMA DE DEFLEXION EN OPERACIÓN (ODS)
B. Análisis animado y computarizado ODS En la actualidad, hay varios programas de software disponibles los cuales permiten que un modelo sea construido de la máquina / cimentación que será analizada, como se planteo antes, básicamente hay dos tipos de sistemas de software animados disponibles hoy (1) aquellos que proporcionan forma de deflexión de operación en una frecuencia por “ruta” (significando que el analista debe operar una ruta separada para cada frecuencia individual a ser evaluada), y (2) forma de deflexión de operación de forma de onda de tiempo total donde el analizador y disparador proporcionen una medición del dominio de tiempo total el cual incluya todas las frecuentas presentes. En este segundo caso, si el analista así lo elige, el puede estudiar como la máquina esta vibrando en 1X RPM, 2X RPM, o la mayoría de cualesquiera otra frecuencia. Por ello, el también puede animar por computadora como la maquina esta vibrando con todas las frecuencias presentes (forma de onda de tiempo total). Por supuesto, la gran ventaja de estos sistemas de dominio de tiempo total es que este requiere medición de solo una “ruta” con el fin de detectar como la maquina este vibrando en un número de frecuencias.
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La Figura 2 muestra una configuración que muestra un modelo computarizado a ser usado para medición de forma de deflexión de operación. Note la presencia no solo del modelo de computarizado mostrando en la vista isométrica o de perspectiva, sino también como el modelo de la máquina ha sido configurado en las vistas de plano, elevación y de extremo. Estas tres vistas ortogonales asimismo identifican las ubicaciones de cada uno de los puntos de medición los cuales vayan a ser medidos y descargados desde la computadora dentro del recolector de datos o analizador de espectro. De nuevo, una buena regla práctica es hacer al menos 10 mediciones a lo largo de cada eje para asegurar que ubicaciones de alta vibración no se pierdan. También, es una muy buena idea, no solo marcar los puntos, sino identificarlos con los números de puntos usando un pedazo de tiza o pincel.
La Figura 2 muestra la apariencia de una forma de deflexión de operación (ODS) para un motor y una bomba después que esta haya sido animada y “congelada” en un punto de máxima vibración. Note aquí que la indicación de un soporte blando (soft foot) es evidenciado por un soporte deflexionandose significativamente mas que cualquiera de los siete soportes (patas) restantes de la maquina. Cuando sea animado, esto se vera evidente.
Los ODS animados, en muchos casos, le hace más fácil el analista, ver lo que esta pasando. Por ejemplo, el puede tener indicaciones tanto de desbalance y de desalineamiento ocurriendo en la forma de deflexión animada de 1X RPM. Sin embargo, si el tiene idéntico comportamiento en 2X RPM, esta puede ayudar a eliminar el desbalance como la fuente del problema dominante (en menor tiempo), prestando más atención al desalineamiento como problema principal. Otra situación es cuando las formas de deflexión animadas ayudan al usuario a ver cuando se presentan diferencias de fase de 180!, ya sea a través del acoplamiento, o entre dos rodamientos en el mismo rotor. El analista también puede ver un rodamiento torcido fácilmente en la forma animada, el cual puede ser más difícil de “ver” mediante las mediciones manuales normales. La Figura 4 es un ejemplo de un ODS. Note el movimiento en fase ocurriendo en la bomba entre sus rodamientos exterior e interior cuando el ODS fue capturado en 1X RPM. De otro lado, note el movimiento fuera de fase ocurriendo entre los rodamientos interior y exterior del motor. Estos movimientos son bastantes obvios en un ODS animado.
Finalmente, con respecto a la resonancia, las formas de deflexión animadas muestran una gran diferencia en amplitud para una parte de un bastidor o rotor relativo a otras partes, la que puede conducir a concluir a concluir que se estaría operando en o cerca de la resonancia. Además, la forma de onda or si misma, puede indicar si se esta operando en o cerca de la primera critica, segunda critica, etc. Esto es importante para que cada resonancia individual pueda estar basada en movimientos de flexión o de torsión mas grandes. Estas son las ubicaciones en las cuales el arriostramiento debería se de mayor. Sin la forma animada, uno puede colocar el arriostre en o cerca de un nodo, lo cual seria de poco o ningún efecto para resolver este problema de resonancia.
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Los analistas ODS pueden revelar mas problemas de lo que análisis modal permite observar (análisis modal no puede detectar desbalance, desalineamiento, eje doblado, etc). Análisis modal es estrictamente intentando para cálculo y animación de frecuencias naturales, formas de modo y factores de amortiguación. Muchos problemas pueden ser resueltos sin tener que recurrir a análisis modal completo simplemente haciendo una forma de deflexión animada, particularmente si el dominio de tiempo total pueda ser examinado como se discutió anteriormente.
FIGURA 2 DETERMINACION DE LOS PUNTOS DE MEDICION PARA LA FORMA ANIMADA DE DEFLEXION EN OPERACIÓN USANDO UN MODELO COMPUTARIZADO
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FIGURA 3 FORMA ANIMADA DE DEFLEXION EN OPERACIÓN INDICANDO UNA PATA COJA
FIGURA 4 FORMA DE DEFLEXION EN OPERACIÓN DEL MOTOR Y LA BOMBA A 1X RPM
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CAPITULO 7
INSTRUMENTACION, TECNICA Y ANALISIS DE VIBRACION REQUERIDOS EN MAQUINAS DE BAJA VELOCIDAD (particularmente maquinaria desde 30 a 300 RPM)
7.1.
INTRODUCCION
Las máquinas de baja velocidad ofrecen grandes esfuerzos, tanto del analista como de la instrumentación que él empleará. Los instrumentos que son normalmente muy adecuados para analizar máquinas de velocidad moderada en el rango de 1200 a 3600 RPM no pueden adecuarse del todo para analizar con éxito una máquina de baja velocidad. A lo largo de este artículo, cuando se use el término “máquina de baja velocidad”, generalmente significará aquellas máquinas que estén operando a velocidades desde aproximadamente 30 RPM hasta 300 RPM (0.5 a 50 Hz). Sin embargo, también habrá información sobre cómo analizar las máquinas que operen tan bajo como 1.5 RPM (0.025 Hz).
Muchos analistas de vibración tienen mucha experiencia en el campo pero tienen poca o ninguna experiencia analizando máquinas que operan a velocidades tan bajas como éstas; ni saben que sistema de software e instrumentos deben emplear. A causa de esto, cuando se realizan los programas de mantenimiento predictivo, las plantas a menudo no incluyen máquinas de baja velocidad dentro del programa (particularmente al comienzo), de todos modos estas máquinas podrían ser algunas de las más críticas y/o máquinas de uso recurrente en la fábrica.
Generalmente, las máquinas de baja – velocidad poseen ejes con diámetros aproximados entre 4 a 20 pulgadas y son por lo general, de gran tamaño. Por lo tanto, aún cuando los defectos empiecen a aparecer en los rodamientos, la vibración resultante que se genere en el rodamiento sería muy baja. Debido a esto, posiblemente existan serios problemas en estas máquinas que por lo genera, no son detectados. De hecho debido a que la operación de una máquina puede tener velocidades tan bajas, como de 20 RPM, el analista probablemente no detecte los problemas en el dominio FFT (pero si lo puede hacer en el dominio de tiempo).
Además de esto, los cuadros exactos sobre la vibración normal que se usan en máquinas giratorias generales no se aplican a las máquinas de baja velocidad, debido a la gran diferencia de amplitud a bajas frecuencias y desafortunadamente, exista poca información disponible sobre como las bandas de alarma espectrales o las alarmas de cubierta de banda angosta deben ser especificadas para máquinas de baja – velocidad en aquellos sistemas de mantenimiento predictivo y software que se comercializan.
Finalmente, si alguien tiene éxito, especificando adecuados niveles de banda de alarma espectral, no se tendrá éxito en captar los problemas si no se considera las características de respuesta en amplitud / frecuencia del analizador y transductor que se use. Por ejemplo, muchos colectores de datos, poseen un filtro “anti alias”, el
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cual a menudo disminuye significativamente la amplitud de la vibración a bajas frecuencias. No solo esto, sino muchos transductores que pueden conectarse al analizador poseen un filtro similar. Por ejemplo, si un analista realiza una medición a 120 CPM, con un 50% de atenuación progresiva tanto desde su analizador, como de su transductor, él podría “ver” las amplitudes resultantes solo en el 25% de su magnitud real (en este caso, si el nivel real fuese de 0.40 pulg/seg., el vería solo 0.10 pulg/seg en la pantalla del analizador). En las Figuras 1 a la 4, se muestran los datos colectados en maquinas de baja velocidad usando cuatro recolectores de datos (CSI 2115, IRD Fast Track/FS, SKF, CMVA 10 y un IRDSmart Meter/FS), conectados a un acelerómetros de baja frecuencia (Wilcoxon 793L). en la Figura 1, un CSI 2115, analizó un rodillo girando a 92 RPM. En la Figura 2, el IRD Fast Track/FS del mismo modo evaluó dicho rodillo. La Figura 3 muestra un espectro tomado por un CMVA10 SKF sobre un rodamiento de polea transportadora operando a 44 RPM. El IRD Smart Meter/FS capturó un espectro en otro rodamiento transportador operando a alrededor de 18 RPM como se muestra en la Figura 4.
Cada uno de los ítems mencionados anteriormente, junto con otro número de ítems, deben ser tomados en una cuenta cada vez que el analista deba analizar satisfactoriamente las máquinas de baja velocidad. Cada uno de estos puntos junto con otra satisfactoriamente las máquinas de baja velocidad. Cada uno de estos puntos junto con otra información complementaria se detallará en este capitulo. Se espera que el lector pueda hacer uso de esta información y empiece a evaluar satisfactoriamente sus máquinas de baja velocidad.
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FIGURA 1 CSI 2115 LOW FREQUENCY SPECTRUM TAKEN ON A 91 RPM COUCH ROLL
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FIGURA 2 IRD FAST TRACK/FS LOW FREQUENCY SPECTRUM TAKEN ON A 91 RPM COUCH ROLL
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FIGURA 3
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FIGURA 4 IRD Smart Meter /FS LOW FREQUENCY SPECTRUM TAKEN ON A CONVEYOR BEARING TURNING AT APPROXIMATELY 18 RPM (Used 400 Line Resolution, 4 Averages, 1500 CPM Frequency Span, and invoked IRD´s Low Frequency Statistical Processing to Minimize Senso0r Background Noise)
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7.2. PARAMETROS DE VIBRACION OPTIMOS PARA MEDICIONES EN BAJA FRECUENCIA (ACELERACION, VELOCIDAD O DESPLAZAMIENTO)
La Figura 5 muestra la relación entre el desplazamiento (minipulgadas), velocidad (pulg/seg.) y aceleración (g) y cómo ellos varían en frecuencia (CMP o Hz). Se muestra la tabla 1 para ilustrar mejor estas curvas, tomando un parámetro a la vez, dejándolo constante y calculando los niveles equivalente para los dos parámetros restantes (las ecuaciones usadas para compilar la información de la Tabla I están indicadas en la Figura 5). Por ejemplo, refiriéndose a la Tabla I, fíjese que el desplazamiento estuvo inicialmente mantenido en un valor constante de 10.0 minipulgadas (pico a pico) y los cálculos fueron hechos para mostrar la aceleración y velocidad equivalente para frecuencias alcanzadas desde 6 hasta 60,000 CPM (1.0 hasta 1000 Hz). Generalmente se piensa que un desplazamiento pico a pico de 10.0 minipulgadas es demasiado alto y normalmente se exigirá una corrección. Observando la Tabla I, a una frecuencia de 600 CPM (10 Hz), la velocidad pico equivalente sería de 0.314 pulg/seg la cual además indica una alta vibración. Sin embargo, un nivel de aceleración equivalente de solo 0.051 g, no podría indicar un problema inminente a un analista sin experiencia empleando la aceleración a bajas frecuencias. De nuevo, observando la Tabla I, un desplazamiento de 10 minipulgadas a 60 CPM (1 Hz) corresponde a una velocidad de solo 0.314 pulg/seg y una aceleración de solo 0.0051g. Ambas amplitudes de velocidad y aceleración parecen uy pequeñas aun cuando la vibración del desplazamiento pico a pico de 10 minipulgadas es bastante alta. Por lo tanto, si consideramos la vibración a la velocidad de funcionamiento y si esta tiene RPM muy bajas, el mejor parámetro a usar será el desplazamiento.
Si la velocidad pico se mantiene en una amplitud constante de 0.314 pulg/seg, la Tabla I entonces muestra cual sería el desplazamiento pico a pico equivalente y la aceleración entonces muestra cual sería el desplazamiento pico a pico equivalente y la aceleración pico cuando la frecuencia se cambie de 6 a 60,000 CPM. Normalmente, una velocidad de 0.314 pulg/seg es considerada como nivel de alarma para máquinas rotativas en general. De la tabla I, con una frecuencia de 60,000 CPM (1000 Hz) ,una velocidad de 0.314 pulg/seg corresponde a un desplazamiento de solo 0.10 minipulgadas que parece ser muy beneficioso para un analista inexperto donde el desplazamiento varía con la frecuencia. Quiere decir, que el desplazamiento es muy sensible a baja frecuencia, pero muy insensible en alta frecuencia. Por otro lado, para la misma velocidad de 0.314 pulg/seg a 600 CPM, el desplazamiento será igual a 10.0 minipulgadas, esto indica que la máquina está experimentando una vibración muy alta, sin embargo si ud. baja a 60 CPM con 0.314 pulg/seg de velocidad, rápidamente notara el problema, ya uqe el desplazamiento equivalente sera de 100 mils (minipulgadas).
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FIGURA 5
La aceleración es todo lo opuesto al desplazamiento en térmico de sensibilidad. Observando la tabla I, se ve que la velocidad de 0.314 pulg/seg a 60,000 CPM es equivalente aun nivel de aceleración de 5.10 g, que a la vista estaria mostrando un problema. Sin embargo, si nos ubicamos en 600 CPM, se observa que la aceleración equivalente de 0.051 g corresponde a la velocidad de 0.314 pulg/seg – quiero decir, que un analista inexperto según esta aceleración no reconocería cualquier problema real. Si ahora nos vamos hasta 60 CPM, la aceleración continuaría hasta disminuir a tan solo 0.0051 g pero una velocidad de 0.314 pulg/seg y un desplazamiento de 100 milipulgadas. Por lo tanto, la aceleración indicará que la máquina estaría apenas vibrando a esa frecuencia, mientras las otras dos cantidades mostrarían todo lo contrario.
Por lo tanto, como regla, si las frecuencias de interés están entre aproximadamente 600 CPM (10 Hz) y 60,000 CPM (1000 Hz), la velocidad será el mejor parámetro a usar ya que éste permanecerá esencialmente “recto” en estos rangos, como está mostrado en la Figura 5. Es decir, refiriéndose a la Figura 5, un nivel de velocidad de cerca de 0.30 pulg/seg a 600 CPM es aproximadamente equivalente en exactitud a una velocidad de 0.30 pulg/seg a 60,000 CPM. El desplazamiento por una parte sería el mejor parámetro a usar por debajo de los 600 CPM, mientras la aceleración será el mejor parámetro a usar par alas mediciones de alta frecuencia, especialmente en aquellas que exceden aproximadamente los 300.000 CPM (5000 Hz).
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NOTA: Los 600 CPM (10.0 Hz) pueden ser considerados como un “Punto de Quiebre”. Esta es la frecuencia usada en las máquinas rotativas generales, donde tanto, el desplazamiento de 10.0 milipulgadas (pico a pico) y una velocidad de 0.314 pulg/seg (pico) describen “un nivel de vibración de alarma equivalente” (por otro lado, a 60 CPM donde 0.314 pulg/seg (pico) es igual a 100 milipulgadas, la excesiva magnitud del desplazamiento describe con más efectividad la severidad de la vibración. En general, un nivel de 0.314 pulg/seg por ejemplo, a 1000 CPM ó a 6000 CPM tienden a describir una vibración aproximadamente equivalente (véase la Figura 5). Sin embargo, por debajo de los 600 CPM, se tendrá que disminuir las alarmas de velocidad, en función de la
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magnitud de la frecuencia. Por ejemplo, si la alarma en una máquina de velocidad variable fue de 0.300 pulg/seg a una velocidad de 600 RPM, entonces a 100 RPM sería aproximadamente de:
100 CPM 600 CPM
x0.300 pu lg
seg
= 0.05 pu lg
seg
Sin embargo, la evaluación de los rodamientos en máquinas de baja velocidad indicaran que aún para aquellas máquinas que van a velocidades de 60 CPM, el modo velocidad aún será el mejor parámetros a emplear si la principal preocupación es el estado de los rodamientos, y no aquellos problemas estructurales que causan las vibraciones a 1X, 2X ó 3X RPM tales como el desbalance, la desalineación, etc. Las razones para esto serán explicadas a tiempo, pero en general, se puede mencionar que si el desplazamiento es usado para analizar los rodamientos en máquinas de baja velocidad, podría captar problemas estructurales de vibración de baja velocidad, pero podría no detectarse los problemas de rodamiento, hasta inclusive en las ultimas etapas de falla. Esto está claramente demostrado en la Figura 6 que compara el desplazamiento, la velocidad y la aceleración tomados en una máquina a 300 RPM.
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FIGURA 6 COMPARISON OF DISPLACEMENT, VELOCITY & ACCELERATON SPECTRA ON A 300 RPM FAN WITH BEARING PROBLEMS
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Obsérvese con detalle que aunque las frecuencias de los defectos del anillo exterior del rodamiento (BPFO), claramente se muestra en ambos espectros de aceleración y velocidad, el espectro de desplazamiento muestra una pequeña amplitud a la frecuencia de la segunda armónica del anillo exterior (2x BPFO) a 4860 CPM y deja pasar la amplitud a 4X BPFO por completo. Quizá sea de gran importancia para el diagnostico del estado del rodamiento; las bandas laterales espaciadas a 2X RPM que están completamente ausentes del espectro de desplazamiento (Figura 6A), mientras que estas bandas laterales estuvieron claramente presentes en ambos espectros de velocidad y aceleración (Figuras 6B y 6C, respectivamente).
Esta relación de severidad a bajas frecuencias fue confirmada por una investigación independiente dirigida por el Dr. Jim Robinson, quien es considerado una de las autoridades líderes en mediciones de baja frecuencia. Los resultados de esta investigación sobre la severidad de la vibración a baja frecuencia, son mostrados en la Figura 7. Como se puede apreciar, la Figura 7 muestra que una amplitud de 0.3 pulg/seg a una frecuencia de 600 CPM sería aproximadamente equivalente en severidad a una amplitud de solo alrededor de 0.03 pulg/seg a una frecuencia de 60 CPM.
FIGURA 7 VIBRATON SEVERITY CHART FOR LOW – SPEED MACHINERY (REF, Courtesy Dr. Jim Robinson of CSI in Knoxville, TN)
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7.3. INSTRUMENTACION REQUERIDA PARA ANALISIS EN BAJA FRECUENCIA Las mediciones en baja frecuencia pueden crear una gran demanda de sistemas de instrumentación usados para estos análisis, incluyendo los analizadores de espectros, colectores de datos transductores y condicionadotes de señal, sin hacer mención a los cables de conexión entre cada uno de ellos. Estos serán tratados a continuación:
a.
REQUERIMIENTOS DE ANALIZADORES DE ESPECTROS Y RECOLECTORES DE DATOS PARA ANALISIS DE BAJA FRECUENCIA
En general, los analizadores de espectros y recolectores de datos son diseñados para análisis de maquinaria rotativa en general con velocidades en un rango aproximado de 300 RPM hasta 10,000 RPM o más. Muchos analizadores de espectro permiten un análisis virtualmente desde 0 Hz, particularmente aquellos equipados con una alta impedancia de entrada (en el orden de 1’000,000 ohmios).
De otro lado, los recolectores de datos de mantenimiento predictivo estándar (PMP) son más adecuados cuando las velocidades sean de al menos de 200 RPM. Muchos de ellos tienen limitaciones con un análisis preciso por debajo de los 200 RPM debido a combinaciones de “ruido del instrumento”. Tal ruido del instrumento es producido por diversos factores, muchos de los cuales son atribuidos al transductor empleado, el cual será tratado más detalladamente en la Parte B. Además muchas plantas compran recolectores de datos equipados con acelerómetros, pero quieren tomar espectros de velocidad y/o espectros de desplazamiento. Este proceso de integración que va desde una aceleración a una velocidad, o de doble integración al desplazamiento, puede asimismo producir ruido. De hecho, cuando se integre desde una aceleración a una velocidad vibracional en máquinas que operan a velocidades moderadas de 1800 RPM, el ruido, si la doble integración, desde la aceleración al desplazamiento es ejecutada, en tal caso 4 ó más líneas FFT pueden ser fácilmente corrompidas con el ruido (particularmente si un acelerómetro de baja sensibilidad es usado). Asimismo, si se toman mediciones en equipos de baja velocidad que registran poca vibración, muchas mas líneas FFT pueden presentar ruido dentro de ellas, lo cual puede ser demostrado con espectros reales tomados en el campo usando varias combinaciones de instrumentación y técnicas de integración. El punto clave es que al menos que la señal de vibración real tenga una amplitud mayor que aquella del ruido de instrumento, esta no podrá ser evaluada. La mayoría de los análisis de vibración de baja frecuencia exitosa implicará tomar todos los pasos necesarios para minimizar todas las fuentes de ruido potencial en la señal.
Con el fin de combatir el problema inherente de ruido de instrumento de baja frecuencia, muchos recolectores de datos son equipados con filtros de atenuación progresiva especiales, los cuales son probados para suprimir el ruido que aparezca ya sea en espectros de vibración o en el cálculo de la vibración general (desafortunadamente, los filtros también suprimen señales reales de vibración que se presentan en esta área de frecuencia). La Figura 8 es un ejemplo de tales filtros de atenuación progresiva construidos tanto par aun recolector de datos IRD 890, como para un analizador Fast Track/Fs IRD. Note que la Figura 8 compara la respuesta de frecuencia para un IRD Standard 890 contra la respuesta para el Fast Track/FS, (Este último fue
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posteriormente desarrollado). Note que el IRD Standard 890 tiene instalado filtros de paso alto los cuales comienzan a filtrar frecuencias bajo de los 420 CPM (7 Hz). Observando el gráfico, note que cuando las frecuencias están por debajo de los 180 CPM, los filtros incorporados suprimen la amplitud de esta frecuencia alrededor del 50%. Esto es, si uno esta tomando mediciones con un IRD 890 standard (o un Fast Track IRD con el filtro en modo Standard) con un acelerómetro y un nivel de vibración real de 1.0 pulg/seg estuviese ocurriendo a 180 CPM, el instrumento solo indicaría alrededor de 0.50 pulg/seg del total de 1.0 pulg/seg. Si uno desea analizar una frecuencia a 120 CPM, el filtro de atenuación progresiva podría suprimir un 83% de la amplitud (lo que significa que el analista solo vería el 17% de la verdadera amplitud si el transductor estuviese registrando la frecuencia de 120 CPM)
Las Figuras 9 y 10 claramente demuestran la diferencia en desempeño en baja frecuencia para el Fast Track /Fs contra un 890. Note en la Figura 9 que el Fast Track /FS fácilmente registra la señal de vibración real por encima del ruido del instrumento a una frecuencia de solo 37.5 RPM (y armónicas); mientras que dicha frecuencia de 37.5 RPM no se aprecia dentro del espectro de 890 (aun cuando el umbral del espectro fue debajo a 0% de escala natural). Note en la Figura 9 que un acelerómetro de baja frecuencia especial (PCB 393C) fue primero conectado a la entrada del 890 y luego se instala en el Fast Track/FS. Luego l a Figura 10 compara el espectro con el 890 standard usando el acelerómetro 970 standard contra el Fast Track/FS pero con el acelerómetro PCB 393 a 78 RPM. Note que aun 890 capto las frecuencias de defecto de rodamiento y bandas laterales en el área de 1000 a 1300 CPM (16.7 A 21.7 Hz) pero no detecta las señales de 1X hasta 3X RPM. De otro lado, todas las señales fueron claramente detectadas con el analizador de baja frecuencias (IRD Fast Track / FS con el acelerómetro PCB 393 C).
Igualmente, experimentos similares con un CSI 2115, un CMVA – 10 SKF y un Smart Meter/FS IRD mostraran muy buena repuesta como aquella del Fast Track / FS IRD cuando cada analizador contra otro, sino que si un analista quiere hacer buenas mediciones repetitivas a bajas frecuencias, el debe asegurarse que su analizador sea capaz de adquirir estos datos. Para asegurarse que este analizador puede hacerlo, se recomienda que se obtenga una curva de respuesta de baja frecuencia del instrumento, tal como la indicada en la Figura 8.
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FIGURE 8 FREQUENCY RESPONSE CURVE FOR IRD FAST TRACK/FS AND IRD 890 ANALYZERS
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FIGURA 9 COMPARISON OF STANDARD IRD 890 VS. IRD FAST TRACK/FS AT 38 RPM
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FIGURE 10 COMPARISON OF STANDARD IRD 890 & IRD 970 ACCELEROMETER WITH IRD FAST TRACK/FS & PCB 393C LOW FREQ. ACCELEROMETER (AT 75 RPM)
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b.
REQUERIMIENTOS DEL TRANSDUCTOR PARA UN ANÁLISIS DE BAJA FRECUENCIA 1.
Efecto de la Respuesta de la Frecuencia del Transductor
No solo la respuesta de la frecuenta del analizador tiene que ser considerada cuando se tomen mediciones de baja frecuencia, sino también aquella del transductor. La Figura 11 tabula las típicas respuestas de frecuencia (e información relacionada) para una variedad de transductores incluyendo acelerómetros, sensores de velocidad y sondas de desplazamiento de corrientes parásitas sin contacto. Observando esta Figura, se puede notar las tremendas diferencias en respuestas de frecuencia, que en el caso de los acelerómetros, alcanzan rangos tan bajos como de aproximadamente 6 CPM (0.1 Hz) para acelerómetros especiales de baja frecuencia, hasta aquellos con aproximadamente 3.600,000 CPM (60,000 Hz) para acelerómetros especiales de alta frecuencia. Aquí de nuevo, los acelerómetros Standard de propósito general, los cuales están comúnmente especificados y usados por vendedores de recolectores de datos, normalmente tienen frecuencias de respuestas de aproximadamente 120 a 600,000 CPM (2 a 10,000 Hz) cuando estén montados con pernos prisioneros. Normalmente, si el usuario desea mediciones de baja o alta frecuencia, el tendrá que solicitar al proveedor un transductor, el cual pueda o no añadirse al costo del sistema.
La Figura 12 muestra la curva de respuestas de frecuencia para uno de los acelerómetros Standard ahora usados en muchos sistemas recolectores de datos (Wilcoxon 793). La curva de frecuencia de respuesta mostrada en el lado inferior derecho de dicha Figura, muestra que este acelerómetro es recto hasta alrededor de 5 Hz (300 CPM), pero luego comienza a caer rápidamente. En el momento que este alcance 1 Hz (60 CPM), la respuesta del modelo 793 estará por debajo de 3dB (baja alrededor de 30%). Por lo tanto, si las mediciones de baja frecuencia fuesen intentadas con este acelerómetro estándar, tanto la atenuación progresiva del recolector de datos así como también como aquellos del transductor afectarían las lecturas de amplitud a bajas frecuencias lo cual podrían posiblemente resultar en lecturas significadamente menores que la verdadera amplitud (esto es, si el recolector de datos tuvo una atenuación progresiva de 50% y el transductor una de 30%, la amplitud resultante solo sería un 35% de la amplitud real – 0.50 x 0.70 = 0.35).
Con el fin de vencer este significado problema de error de amplitud, un analizador especial de baja frecuencia debe ser empleado junto con un transductor de baja frecuencia. Ejemplo de transductores exitosamente medirán frecuencias en el orden de 30 a 50 CPM, son los acelerómetros de baja frecuencia Wilcoxon 793L, Wilcoxon 797L, el Vibrametrics 5100 y el PCB 393C (Note que el Wilcoxon 793L es de modo compresión mientras el 797L es de modo esfuerzo cortante), la diferencia se explicará a continuación. Las especificaciones para estos acelerómetros de baja frecuencia los cuales son buenos desempeñándose a bajas frecuencias son listados en la Figura 11 (particularmente los acelerómetros de baja frecuencia tipo corte – Shear Type).
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Para ilustrar la diferencia, compararemos las especificaciones del acelerómetro Standard Wilcoxon 793 y los de baja frecuencia Wilcoxon 793L y 797L los cuales se muestran en las Figuras 12 y 13. Note que los modelos 793L y 797L medirán hasta frecuencias 80% menores que aquellas del modelo 793 standard (vea las comparaciones de “Respuesta de Frecuencias”).
En este caso observando las curvas de respuesta de
frecuencia en el fondo de estas tres Figuras, se puede notar que el 793L y 797L no tendrían atenuación progresiva a 60 CPM (1 Hz) mientras el 793 standard estaría por debajo de 3dB (o alrededor del 30%). La Figura 14 muestran las especificaciones del PCB 393C, las mismas que indican la detección de frecuencias de solo 0.025 Hz (1.5 CPM) con solo un 5% de atenuación progresiva. Este transductor en particular fue usado para producir los espectros de baja frecuencia mostrando en las Figuras 9 y 10.
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2.
Efecto del Tipo de Diseño del Cristal piezoelectrico del acelerómetro (Modo de Compresión vs Modo de Corte)
Mientras la elección del tipo de acelerómetro de cristal piezoeléctrico en modo de compresión versus el modo de corte implica una mínima diferencia cuando se hagan mediciones en máquinas de velocidad moderada a alta, esta elección puede tener un mayor impacto sobre la precisión de los espectros adquiridos y el tiempo requerido para hacer estas mediciones en máquinas de baja velocidad. Una de las mayores desventajas de los acelerómetros en modo de compresión es que ellos a menudo están sujetos a problemas debido a efectos térmicos transitorios y sensibilidad a la deformación de la base, si el transductor es colocado sobre una superficie que tenga una gran diferencia de temperatura (ya sea superficie mucho mas caliente o mucho más fría). Esto puede sobresaturar sus piezas electrónicas y requerirá mucho más tiempo para que el transductor se estabilice. Si un analista desea hacer mediciones de baja frecuencia (particular por debajo de los 60 CPM o 1 Hz), puede requerir que el acelerómetro en modo de compresión, se estabilice durante 3 a 4 minutos antes que algunos datos puedan comenzar a ser adquiridos. En algunos casos (especialmente en maquinas de baja velocidad), un acelerómetro en modo de compresión puede ser afectado ya sea por circulación de aire caliente o frío al cual nunca permitiría al sensor estabilizarse y por lo tanto, no hacer posible la medición.
Las Figuras 16 a la 18, ilustran los tres tipos mas comunes de acelerómetros piezoeléctricos en uso en la actualidad. En términos simples, el efecto piezoeléctrico de un cristal es su habilidad para acumular cargas eléctricas sobre su superficie cuando es mecánicamente forzado. Las Figuras 16 y 17 representan dos tipos de los que son referidos como acelerómetros en modo de compresión (note que la Figura 17 es un acelerómetro del tipo de compresión invertida). La Figura 18 muestra el otro tipo de acelerómetro conocido como del tipo de corte.
Observando las Figuras 16 a 18, la cantidad de electricidad generada por el cristal piezoeléctrico es proporcional a la cantidad de aceleración experimentada por la mas sísmica la cual es proporcional a la cantidad de fuerza aplicada a ella (por la ley de movimiento de Newton, F = ma). En el caso de los diseños de compresión de las Figuras 16 y 17, el cristal piezoeléctrico es comprimido entre el asa sísmica y la base o cuerpo. En el caso del acelerómetro del tipo de corte mostrado en la Figura 18, la masa sísmica aplicará una fuerza cortante al elemento de cristal, el cual emitirá un voltaje proporcional a la aceleración aplicada a él. Cada uno de estos tres acelerómetros tienen piezas electrónicas incorporadas como circuitos ICP a los cuales a menudo se le suministra corriente de 4 a 20 miliamperios (mA), ya sea desde una fuente de suministro externa o directamente desde el instrumento de vibración. El término “ICP” significa circuito integrado piezoeléctrico. En aquellas situaciones donde hayan grandes diferencias en temperatura en las zonas donde el acelerómetro será colocado ya sea si la temperatura de la superficie sobre la cual el acelerómetro será
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instalado esta continuamente cambiando, o si existe aire que circula o sopla sobre el acelerómetro; el acelerómetro tipo corte representado en la Figura 18 puede ser de gran ayuda para superar estos problemas de estabilidad. Estos diseños en modo de corte tienden a aislar el elemento de cristal desde la base o cuerpo ya que comprimen al elemento entre la masa sísmica y un poste central. Cuando recibe aceleración, esta masa sísmica aplicará una fuerza cortante al elemento de cristal, el cual emitirá un voltaje proporcional a la aceleración aplicada a él. Así, las ventajas de los acelerómetros en modo esfuerzo cortante incluyen una señal de salda estable en presencia de efectos térmicos transistores y/o circulación de aire frió o caliente, particularmente cuando se hagan mediciones a bajas frecuencias. De manera muy importante, el analista normalmente no requerirá esperar por mas de 3 a 4 minutos antes de empezar a adquirir información, como es el caso del transductor de compresión debido a los problemas térmicos. En ves de ellos, el analista normalmente requerirá esperar sólo 30 segundos o menos, cuando use el transductor de corte para iniciar la medición. Por lo tanto, si uno desea hacer mediciones de baja frecuencia, particularmente en máquinas que operan por debajo de 100 RPM; se debería considerar el uso del acelerómetro tipo corte en lugar del acelerómetro en modo de compresión.
3.
Efecto de la Sensibilidad de voltaje del transductor, constante de masa y tiempo de descarga
Existen otros tres parámetros que pueden afectar el desempeño de la medición en baja frecuencia de los acelerómetros, ellos son: su sensibilidad de voltaje (mv/g), la constante del tiempo de descarga (seg), y el peso (gramos). En general, los acelerómetros que tienen altas sensibilidades de alto voltaje del orden de 500 mv/g o mayores, son preferidos para mediciones de baja frecuencia. Constante de tiempo de descarga de 5 segundos o más son también generalmente preferidas. Y acelerómetros de mayor masa son generalmente mejores para trabajo de baja frecuencia.
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Las Figuras 19
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a la 21 muestran la real importancia de usar acelerómetros de sensibilidad de alto voltaje con altas constantes de tiempo de descarga para trabajos de baja frecuencia. Aquí, cada uno de los 3 acelerómetros fueron comparados tomando espectros a velocidades de 33,66 y 300 RPM. Lo que se representa a continuación es una lista parcial de las especificaciones de estos 3 acelerómetros:
La Figura 19 compara los espectros producidos por los acelerómetros d e10 mV/g (302 A), 100mV/g (308B) y 1100mV/g (393C), sobre una máquina operando a 300 RPM. Cada uno de estos 3 acelerómetros fueron conectados a un analizador de tiempo real Rockland 5815 A. Observando la Figura 19, se nota que a una velocidad de 300 RPM, los 3 acelerómetros podrían fácilmente medir y desplegar el pico de 1X RPM. En todos los casos, 1X RPM estuvo muy por encima del ruido del transductor. Es importante indicar que el ruido producido en los espectros de las Figuras
19A y 19B era casi enteramente provenientes del
acelerómetro. Esta diferencia se puede apreciar comparando los espectro de la Figura 19A para modelo de 10 mV/g con la Figura 19C de 1100mV/g. Note que el modelo de 1100 mV/g prácticamente no muestra ruido sobre el lado izquierdo del espectro versus una significante cantidad de ruido presentado por el modelo de 10 mV/g.
La Figura 20 compara el desempeño de cada uno de estos 3 acelerómetros con la misma máquina operando a 66 RPM. Note que a esta velocidad, los tres acelerómetros midieron ya detectaron exitosamente una frecuencia de defecto de rodamiento acompañada por frecuencias de bandas laterales espaciadas a 1X RPM en el rango entre 960 y 1200 CPM. Sin embargo, la Figura 20A muestra que el pico de 1X RPM fue completamente perdido dentro del ruido por el acelerómetro de 10 mV/g, La Figura 20B del modelo de 100 mV/g muestra que 1X RPM solo esta encima del ruido. La comparación de los trazos 20B y 20C muestra otro problema. Un analista estaría indeciso para determinar si los picos justo a la derecha de 1X RPM en la Figura 20B fueron reales o fueron simplemente ruido de instrumento / transductor.
De otro lado en la Figura 20 C, el analista puede evaluar mucho más efectivamente el espectro ya que puede ver todos los picos ya que estuvieron por encima de cualquier ruido generado por el transductor.
Finalmente, la Figura 21, muestra que cuando la máquina redujo su velocidad a 33 RPM, solo el modelo de 1100 mV/g pudo mostrar la 1X RPM y sería el único transductor capaz de mostrar 2X, 3X, y aun 4X RPM con un alto grado de confianza (si estuviesen presentes). Note que la Figura 21A, para el modelo 10 mV/g solo mostraba ruido hasta alcanzar la región de frecuencia del defecto de rodamiento. El modelo de 100
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mV/g mostraba menos ruido, pero igualmente no podía claramente mostrar cualquier frecuencia hasta la región de defecto de rodamiento (Figura 21B). Sin embargo, la unidad de 1100 mV/g fácilmente detecto el 1X RPM a 33 CPM, por encima de cualquier ruido (Figura 21C) y que adicionalmente mostró algo de energía en la vecindad de 270 CPM. Esta Figura 21c también conformo aunque misma frecuencia en la Figura 21B, pero con un grado de certeza mucho mayor debido a un notable menor ruido.
Finalmente, los 3 acelerómetros, exitosamente midieron y detectaron la frecuencia de defecto de rodamiento y sus bandas laterales acompañantes, las cuales estuvieron concentradas alrededor de 450 y 650 CPM. Aunque el acelerómetro de 10 mV/g aun tenía considerable ruido pudo detectar estas frecuencias. Un tópico muy importante relacionado al uso de una apropiada sensibilidad de voltaje del transductor es setear apropiadamente la sensibilidad del voltaje de entrada en el analizador o colector de datos. Así mismo, muchos colectores de datos PMP permiten al analista ajustar manualmente la amplitud a escala natural para una medición o tener el colector de datos con la función de “escala – automática” para ajustar la amplitud de escala naturalmente en forma automática.
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Muchos problemas han surgido en programas de mantenimiento predictivo cuando una amplitud de escala total errónea era ingresada al analizador. Esto ha creado problemas con el diagnostico. Ha existido casos
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que un espectro parezca como aquel de una máquina que tiene algún problema de rodamiento, cavitación, etc, simplemente porque el analista se equivoco en la selección de la sensibilidad del voltaje de entrada.
La Figura 22 ilustra el problema de una incorrecta especificación de amplitud a escala total en un colector de datos. Note el excesivo ruido introducido en la Figura 22A simplemente por inapropiado ajuste de amplitud a escala total. Desafortunadamente, si uno emplease “escala – automática”, muchos colectores de datos no optimizan apropiadamente los ajustes de escala total. A menudo, la escala automática resulta en amplitudes a escala total que son demasiado altas, las cuales introducen ruido en el espectro y pueden realmente causar que un analista que no sea experimentado con problemas de ruido/ganancia del instrumento vaya a diagnosticar cavitación u otro problema relacionado a flujo en una bomba por ejemplo. Para ilustrar mas esto, asuma que se dispone para seleccionar escalas totales de 0.05, 0.10, 0.20, 0.50 y 1.0 pulg/seg y considerando que la amplitud general medida fue de solo 0.03 pulg/seg una amplitud de escala total de 0.05 pulg/seg debería ser elegida. En cambio, muchas escalas automáticas de colectores de datos aun elegirán un numero como 0.10 pulg/seg y desafortunadamente, mucos colectores de datos alcanzaran a una escala total, aun mayor que esta.
La Figura 23 ilustra un problema relacionado con analizadores de tiempo real. La Figura 23 A muestra un espectro para un analizador de tiempo real con un apropiado ajuste de sensibilidad de voltaje de entrada de 20 mV. Esta máquina estaba operando aproximadamente a 160 RPM. Las Figuras 23 B y 23 C muestran lo que pude ocurrir a este espectro con el voltaje de entrada erróneo. Un voltaje de entrada de 200 mV fue usado en la Figura 23B, mientras que 2000mV fue especificado para la Figura 23C. note que mientras 1X RPM y armónicas son aun exitosamente mostradas en la Figura 23B , en presencia de algo de ruido defina; de manera similar, la Figura 23C muestra excesivo ruido debido simplemente al erróneo ajuste de voltaje de entrada.
Finalmente, la constante de tiempo de descarga (Tc) en un transductor ICP dictara su respuesta de baja frecuencia como lo indica la ecuación (1):
fc =
0.16 (Hz ) Tc
Ecuación (1)
Donde: Fc = Frecuencia de esquina inferior (-3dB) . (Hz) Fc = Constante de tiempo de descarga de transductor (seg). Por ejemplo, par alustrar como Tc afecta la atenuación progresiva de amplitud, considere lo siguiente:
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Por lo tanto, un acelerómetro con una baja constante de tiempo de descarga (Tc) de alrededor de 0.1 seg. tendrá una pérdida de señal de aproximadamente del 10% a 3.40 Hz (204 CPM), mientras que otro acelerómetro con un Tc de 10 seg, perderá ese 10% de señal en el entorno de 0.03 Hz (1.8 CPM), lo que equivale una diferencia superior a las 100 veces en la frecuencia de corte (10% de pérdida de señal).
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7.4. EVALUANDO LOS RODAMIENTOS EN MAQUINAS DE BAJA VELOCIDAD Los rodamientos han sido exitosamente evaluados a velocidades de operación tan bajas como 1.5 RPM. Sin embargo, uno debe estar particularmente enterado de las limitaciones de baja frecuencia tanto de su analizador, como de su transductor las cuales fueron discutidos anteriormente.
Además de las limitaciones de los instrumentos debe indicarse que tanto las amplitudes de 1X RPM y las amplitudes de frecuencia de rodamiento en si mismas, serán muchos menores en maquinarias grandes de baja velocidad. Aquí será particularmente importante asegurarse que el Transductor este colocado en la zona de carga a fin de detectar tales problemas de rodamientos, particularmente para el caso de rodamientos de rodillos esféricos. A continuación se presentan algunas notas al respecto.
Debido a la configuración interna de la mayoría de rodamientos de rodillos esféricos y sin considerar cómo la unidad está montada en su alojamiento, valores de tolerancia radial interna de 0.0025 a 0.025 pulgadas, dependerán del tamaño del diámetro interno y la clasificación de tolerancia. Con estas condiciones, es posible colocar el transductor sobre la caja del rodamiento donde ningún contacto existe entre los elementos rodantes y el anillo exterior (180° desde la zona de carga). Esto puede alterar la intensidad de la señal total tanto como un 100%. Sin la apropiada medición en la zona de carga, un error grave podría resultar en la evaluación del defecto. Con esta información, una apropiada decisión puede ser tomada cuando el acceso es restringido a la ubicación óptima, por ejemplo tome una medida en la zona de carga radial versus una medición axial de la zona sin carga, cuando la zona de carga axial no es accesible.
Las Figuras 24 y 25 ilustran el clásico escenario normal de falla seguido por aproximadamente el 80 % de los rodamientos. Clásicamente, un rodamiento pasará a través de 4 etapas de falla, las cuales son mostradas en estas Figuras. Es importante indicar que durante la etapa 2 las frecuencias naturales del rodamiento son excitadas cuando el desgaste ha avanzado lo suficiente como para ocasionar impactos dentro de los componentes del rodamiento.
Note que estas frecuencias naturales del rodamiento siempre permanecen a la misma frecuencia, esto es, que son independientes de la velocidad. Estas permanecerán en la mima ubicación de frecuencia así la máquina este operando a 10 ,000 RPM ó a 100 RPM. La diferencia principal por supuesto, serpa que habrá mucho más energía de impacto disponible a 10,000 RPM que a 100 RPM. Por tanto, la amplitud de estas frecuencias naturales de rodamientos será mucho mayor para la máquina de alta velocidad. Sin embargo, si el analista proporciona un suficiente rango de frecuencia (Fmax), el podría ver estas frecuencias cuando son excitadas, aún en máquinas de baja velocidad. Normalmente para las máquinas con rodamientos que operan a velocidades de 1800 a 10,000 RPM, la máxima frecuencia debe ser ajustada entre 40 y 60X RPM, dependiendo de que tipos de rodamiento
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sean instalados (debiéndose ajustar a mas altas frecuencias para rodamiento de rodillos cónicos o de rodillos esféricos), sin embargo, para máquinas de baja velocidad, estas frecuencias máximas no será suficiente. Por ejemplo, par aun rotor de 100 RPM, si consideramos 60 X, la Fmax, seria de 6000CPM, lo cual seria insuficiente para capturar la frecuencia natural del rodamiento, la misma que normalmente estaría entre 30,000 a 120,000CPM, por lo que sería necesario especificar un mayor rango de frecuencia para la evaluación especifica del rodamiento. Sin embargo debemos mantener el rango de frecuencia de 40 a 60 X RPM, a fin de detectar problemas estructurales (1X, 2X, 3X).
La Figura 24 también muestra que frecuencias de defecto de rodamiento comienza a aparecer durante la tercera etapa de escenario de falla de rodamiento. Estas frecuencias de defecto de rodamiento son calculadas en la Figura 26. La gran diferencia entre estas frecuencias de defecto de rodamiento y de frecuencias causadas por otras fuentes de la máquina es que solo la presencia de estas frecuencias particulares, indicaran que el rodamiento tendrá un defecto. Otra frecuencia tales como de paso de alabes y frecuencias de engrane de engranaje comúnmente aparecerá cuando no haya un problema real.
El punto clave aquí es que las frecuencias de rodamientos por si mismas aun pueden ser detectadas por colectores de datos y sistemas de transductores Standard en máquinas de baja velocidad, aun cuando pueda ser difícil para ellos detectar el 1X RPM o 2X RPM. Por ejemplo, la Figura 27 es un ejemplo de un problema de rodamiento en un soplador funcionando alrededor de 300 RPM. Note que la Figura 27 A muestra un espectro de desplazamiento; la Figura 27B un espectro de velocidad, y la Figura 27C un espectro de aceleración, todos los cuales fueron tomados de la misma máquina. Note la presencia de 1XRPM a 300 CPM en cada uno de los 3 espectros, sin embargo, observe como varían sus amplitudes. Esto es, observando la Figura 27 A se nota que 1X RPM claramente domina el espectro de desplazamiento. Sin embargo, esto es ligeramente mayor que 2 o 3 picos en el espectro de velocidad de la Figura 27B. Luego a 1X RPM casi totalmente desaparece en el espectro de aceleración de la Figura 27C , donde su amplitud solo fue suficiente para alcanzar el lumbral definido por el usuario de manera tal que su amplitud y frecuencia podrían no ser detectados en el espectro.
Con respecto a la frecuencia del rodamiento (2X BPFO) a 4860 CPM se nota uqe esta frecuencia es claramente visible tanto en los espectros de velocidad y aceleración (Figura 27B y 27C). Sin embargo, esta frecuencia de rodamiento por si misma solo pudo alcanzar el umbral en el espectro de desplazamiento y casi perdió las bandas laterales de 2 RPM en el entorno de 2X BPFO, cuando ellas fueron claramente evidentes en los espectros de velocidad y aceleración. Por supuesto, la razón para esto es que el desplazamiento tiende a amplificar bajas frecuencias mientras la aceleración enfatiza las altas frecuencias.
Uno de los hechos mas importante, es que las Figuras 27 A a 27 C muestran como los espectros de desplazamiento para máquinas de baja velocidad, fácilmente mostraran problemas del tipo 1X RPM y 2X RPM (asumiendo que el instrumento pueda detectar estas bajas frecuencias). Sin embargo, es muy probable que no se
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detecte problemas de rodamientos si es que se usa espectros de desplazamiento. Por ejemplo, la ilustración de las etapas de falla ilustrada en la Figura 24 indica la presencia de frecuencia de bandas laterales (particularmente BPFO y BSF) alrededor de las frecuencias de defectos del rodamiento, normalmente significa que el problema de desgaste se esta agravando.
Por lo tanto si el interés primario en máquinas de bajas velocidades es la saludo del rodamiento, los espectros de velocidad son recomendados sobre los espectros de desplazamiento. Cuando las velocidades se ubican por debajo de aproximadamente 100 RPM, se recomienda utilizar tanto el espectro FFT, como la forma de onda en el tiempo. A menudo, cuando las velocidades se encuentran en dichos niveles, los impulsos generados por las frecuencias de defectos de los rodamientos no tendrán suficiente energía para ser claramente visualizados en los espectros FFT, pero si pueden ser claramente observados en la forma de onda de tiempo. Un ejemplote este tipo se presenta en la Figura 28, donde la forma de onda de tiempo es mostrada directamente debajo del espectro FFT. En este caso en particular, el analista probablemente habría visto las frecuencias de defecto de la pista interior en el espectro FFT. Sin embargo, se observa que estas frecuencias estuvieron claramente presentes con una amplitud mucho mas nítida en la forma de onda en el tiempo. Por ejemplo, en la forma de onda, el tiempo entre estos impulsos espaciados , es la inversa de la frecuencia de la pista interior (BPFI) y presento amplitudes de alrededor de 0.25 pulg/seg comparadas a amplitudes de solo alrededor de 0.01 pulg/seg en el espectro FFT (alrededor de 254 veces mayor es la amplitud en la forma de onda). Esto es muy común con defectos asociados con rodamientos y engranajes, los cuales causan impactos de corta duración en la forma de onda. Cuando se aplica la FFT, estas amplitudes son a menudo grandemente suprimidas, cuando son convertidas al espectro y muchas veces no serán notadas particularmente si hay otras frecuencias asociadas con otros problemas mecánicos de mucha mayor amplitud presentes (tales como desbalance a 1X RPM, desalineamiento a 2X RPM, frecuencia de paso de alabes, etc).
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FIGURA 24 4 PRIMARY FAILURE STAGES THROUGH WHICH MOST ROLLING ELEMENT BEARINGS PASS (VELOCITY SPECTRA)
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FIGURE 26 ROLLING ELEMENT BEARING DEFECT FREQUENCIES
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Observando nuevamente la Figura 28, no solamente se aprecian los impulses de defectos de rodamientos sino también los impulses especiados a 1X RPM (43 RPM). Cuando se busque problemas de rodamientos, es una buena idea especificar el tiempo de muestreo, (Tmax a aproximadamente 2X o 4X RPM. Esto permitirá al analista, ver los impulsos asociados con problemas de rodamientos de baja velocidad en las formas de onda en
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el tiempo. Lo que viene a continuación, son los tiempos de muestreo recomendados para las formas de onda de tiempo de varias máquinas de baja velocidad desde los 3 hasta los 600 RPM (note que el número recomendado de muestras es incrementado desde 1024 a 2048 muestras una vez que la velocidad de la máquina caiga a 60 RPM o menos). La razón para este incremento en tamaño de muestra en la forma de onda es para construir la imagen mas verdadera posible de la forma de onda; esto es, para formas de onda con (Tmax) bien encima de 1 seg, un numero insuficiente de muestras no permitirá que los impactos sena mostrados a altas amplitudes en las cuales ellos realmente ocurran.
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TIEMPO DE MUESTREO RECOMENDADO (Tmax) Y NUMERO DE MUESTRAS EN LA FORMA DE ONDA EN MAQUINAS DE BAJA VELOCIDAD (seg)
Cuando las velocidades caen a niveles muy bajos del orden de 1 a 20 RPM, los espectros FFT casi nunca detectaran los problemas en rodamientos. Sin embargo, la forma de onda de tiempo, si puede revelar el problema del rodamiento como fue demostrado en la Figura 29. En este ejemplo, tomado de un rodamiento instalado en un recipiente de BOF (horno de oxigeno básico) de 200 toneladas de una siderurgica y que gira solo
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de 1.5 RPM (40 seg/rev), la forma de onda e el tiempo claramente muestra una frecuencia de defectos del anillo exterior (BPFO), mientras que el espectro no lo hizo. Aquí, BPFO fue igual a 20.4 CPM (0.34 Hz) cuando se compara a la velocidad de operación de 1.5 RPM (0.025 Hz). Nótese cada uno de los picos transitorios pronunciados producidos cuando los rodillos del rodamiento pasaron encima e impactaron los defectos del anillo exterior (también note que la velocidad de la maquina realmente variaba desde alrededor 1.3 a 1.7 RPM durante el análisis). La frecuencia fue calculada midiendo el tiempo entre impactos (seg/ciclo) e invirtiendo el resultado.
Por ejemplo refiriéndose a la Figura 29, tomando los dos primeros tiempos anotados (3.367 seg – 0.427 seg = 2.940 seg), estos corresponderían a una frecuencia de 1/(2.940) seg ó 0.34 Hz (20.4 CPM), lo cual es igual al BPFO de este rodamiento.
Una precaución final a considerar en la evaluación del rodamiento es con respecto a las amplitudes permisibles a la frecuencia de defecto del rodamiento en máquinas de baja velocidad. En una oportunidad se presenta un caso de daño extenso encontrado en un rodamiento de rodillos instalados en un rodillo secador de baja velocidad de maquinas papeleras operando a menos de 100 RPM y con amplitudes de frecuencia de rodamientos, de solo 0.003 a 0.006 pulg/seg. Dicha experiencia también indica, que no existen respuestas absoluta que pude ser dada como amplitudes de vibración permisibles a frecuencias de defecto de rodamiento. Lo que se plantea es que si existe un desgaste significativo en el rodamiento, deberá detectarse un numero de armónicas de la frecuencia de defecto de rodamiento, particularmente si ella están circundada por las bandas laterales especiadas, ya sea 1X RPM o bandas laterales espaciadas otras frecuencias de defecto del rodamiento, independientemente de su amplitud, si este tipo y patrones de frecuencia están presente en el espectro, reemplace el rodamiento tan pronto como sea posible.
Otra herramienta la cual ha probado ser muy efectiva en los años recientes en los programas de mantenimiento predictivo ha sido el desarrollo de las técnicas conocidas como análisis espectral de modulado del envolvente de alta frecuencia (también referido como “espectros de energía pico transitoria”, “espectros de modulo de amplitud”, “espectros de envolvente de aceleración” y “espectros SEE”). Usando estas técnicas se proporciona al usuario, una herramienta de advertencia temprana dejando saber cuando los problemas de rodamiento estén justo comenzando (etapa) a pesar que aun no se muestran en los espectros de velocidad o de aceleración. Además cuando el problema sea simplemente lubricante y repetir las mediciones, es posible que estos picos desaparezcan del espectro. Luego el analista debe retornar a las máquinas dentro de las siguientes 24 horas, para ver si las frecuencias del defecto han reaparecido. Si ellas no han reaparecido, el problema real, probablemente ha sido resuelto (lubricación) y es posible que el rodamiento tenga una vida significativamente extendida, cuando se compare a aquella, si es que el problema de lubricación no hubiese sido la causa de otro lados si, la frecuencia del rodamiento volviese a aparecer en los espectros de envolvente de alta frecuencia el rodamiento probablemente este dentro de la etapa 1 del ciclo de falla de 4 etapas.
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FIGURA 29 DETECCION DE FALLAS DE RODAMIENTOS USANDO EL DOMINIO DEL TIEMPO EN UN RODAMIENTO TRUNNION OPERNADO A UNA VELOCIDAD NOMINAL DE 1.5 RPM
Un punto importante es, que los espectros de modulados de envolvente de alta frecuencia son tan efectivos en máquinas de baja velocidad, como ellos lo son en máquinas de velocidad moderada o alta. Esto es, aún si la máquina solo esta operando a 30 RPM, y defectos muy disminutos comiencen a aparecer ellos causarán excitación visible a estas altas frecuencias y con amplitudes muchas veces menores 0.001 g. Esto puede causar que la amplitud de las frecuencias del defecto esté debajo de la “línea de base” causada por otros defectos mecánicos y/o eléctricos, haciéndola completamente invisible. Por lo tanto, si el analista invocara esta herramienta él puede detectar tempranamente un problema en el rodamiento, que posiblemente no puedan ser conseguidas con los métodos tradicionales. La revisión de espectros de envolvente de alta frecuencia mostraron la presencia de frecuencia del defecto de rodamiento (a menudo acompañadas por armónicas de 1X RPM), permitiendo detectar precozmente un desgaste significante que posiblemente no fue indicado dentro de la forma de onda, ni el FFT.
7.5. RESUMEN DE TECNICAS RECOMENDADAS CUANDO SE HACEN MEDICIONES DE BAJA FRECUENCIA
Probablemente el requerimiento más grande en mediciones de baja frecuencia, es hacer el mayor esfuerzo posible para minimizar el influjo de ruido desde todas las fuentes, tanto en los datos de forma de onda de tiempo y en los espectrales, con el fin de maximizar la relación señal / ruido. Si estos esfuerzos son alcanzados, el analista con la mejor información posible registrad, podrá hacer un preciso diagnóstico de los problemas. Lo que se indica líneas abajo, es una síntesis de las técnicas de medición de baja frecuencia recomendadas, las
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cuales incluirán un número de pasos requeridos para minimizar el ruido y de ese modo maximizar la relación señal / ruido:
a.
Use un apropiado transductor de baja frecuencia para minimizar el ruido en el espectro de vibración medido.
Durante las mediciones de baja frecuencia, uno debe remover el “ruido” desde los espectros de tal manera que se pueda analizar las frecuencias verdaderas y no el ruido. El análisis de vibración es bastante difícil cuando se analizan espectros que tienen solo frecuencias verdaderas y se vuelve extremadamente difícil analizar cuando adicionalmente se incluye. Por ejemplo, al referirse a la Figura 19, donde se compara espectros tomados a un rodamiento de ventilador de 300RPM usando acelerómetros de 10,100 y 1100 mV/g, se observa que el acelerómetro de 10 mV/g genera el espectro de la Figura 19A, el cual muestra varios picos, los cuales “parecen” ser verdaderas frecuencias. Note particularmente las frecuencias a 111, 150 y 195 CPM. Su forma y altura relativa lo hacen “parecer” reales; pero la pregunta es ¿ellas lo son? Este un problema continuo que se presente en análisis de baja frecuencia. Así, si un analista estuviese verdaderamente desempeñando su tarea y creyese que estas frecuencias van a ser (reales), él tendría que examinar de manera cercana estas “frecuencias” y probablemente debería diagnosticar potenciales problemas de rodamiento. Sin embargo, la verdadera imagen fue revelada mediante el acelerómetro de 1100 mV/g como se mostró en la Figura 19C. este espectro mostraba que tales frecuencias subsincronas verdaderamente no existieron. Los verdaderos hechos mostrados en el espectro de la Figura 19C revelaron que estas frecuencias Subsincronas no existen.
b. Use un acelerómetro de baja frecuencia con sensibilidad de voltaje optimo (Normalmente 500 – 1000 mV/g)
Los actuales acelerómetros de propósito general que normalmente se suministran con los colectores de datos, tienen sensibilidades de aproximadamente 100 mV/g y los mejores transductores tienen un ruido de fondo de aproximadamente 20 µV. Refiriéndose a la tabla I, note que la alta vibración de 10 minipulgadas (pico – pico) a 600 CPM (10 Hz) era equivalente a una velocidad pico de 0.314 pulg/seg y una aceleración pico de 0.0511g, sin embargo, este mismo desplazamiento de alto nivel de 10 minipulgadas a una frecuencia de solo 6 CPM a (1Hz) solo igualo a 0.00314 pulg/seg, pero una aceleración de solo 0.00000511 g (5.11 µg). Esto es por debajo del ruido de fondo de los acelerómetros de 100 mV/g mas comunes.
Por lo tanto, esto requiere mucha sensibilidad con un voltaje mucho mayor para mantener la señal claramente encima del ruido de fondo por lo que se recomienda una sensibilidad de 500mV/g para máquinas que operan entre aproximadamente 30 a 300 RPM; y un acelerómetro de 1 Volt/g nominal es
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usado en máquinas que trabajen por debajo de los 30 RPM. En todos los casos, si el acelerómetro va ser tomado sobre ruta, uno debería asegurarse que este sea un acelerómetro va ser tomado por debajo de los 30 RPM. En todos los casos, si el acelerómetro va ser tomado sobre una ruta, uno debería asegurarse que este sea un acelerómetro en modo de corte (no uno en modo de compresión) para minimizar el tiempo de asentamiento, así también por su ventaja a afrontar diferencia de temperaturas en las superficies y/o entorno. Relacionado esto de nuevo a voltaje puro, un acelerómetro de 100 mV/g sujeto a vibración de 10 milipulgadas a 60 CPM (1 Hz) de 0.0511 mV, o 51 µv (0.00051g x 100 mV/g). Este nivel de 51 µv mantendrá la señal real justo encima del ruido del fondo del transductor, asumiendo que este puede ser mantenido a 20 µv como se planteo antes. Normalmente, para unas buenas mediciones una relación señal a ruido de al menos 5/1 debería ser mantenida. Con el fin de hacer esto, un acelerómetro de 500 mV/g sujeto a este mismo desplazamiento pico a pico de 10 milipulgadas a 60 CPM producirá un voltaje de 0.2554 mV (ó 2554 µv). Probablemente, el mejor acelerómetro candidato PARA operar rutas de monitoreo de condición en máquinas de baja velocidad serán los acelerómetros del tipo corte de 500 a 1000mV/g listados en la Figura 11.
c.
Porque un acelerómetro sísmico de 10 v/g no es recomendado para uso en rutas de monitoreo de condición Hay varios acelerómetros sísmicos de muy alta sensibilidad disponibles, con sensibilidades de aproximadamente 10 v/g. Si se mira desde un punto de vista de señal – a – ruido, parecería que tales acelerómetros serían preferidos. Sin embargo, los problemas con estos acelerómetros sísmicos de ultra alta sensibilidad con su baja frecuencia natural cuando están montados con pernos prisioneros, su falta de durabilidad, una alta sensibilidad a temperatura transitorias o variantes, costo de transductor y una posibilidad que mayores frecuencias se aproximen a la frecuencia natural del transductor (tal como las frecuencias de engrane de engranaje) las cuales pueden sobresaturar los dispositivos electrónicos dentro de transductor debido a altísimos niveles. El problema con la frecuencia natural baja es que no podrían detectar (y no están diseñadas para detectar) fuentes de vibración de más alta frecuencia tales como engranajes, rodamientos, barras de rotos, etc. En términos de durabilidad, estos acelerómetros pueden romperse al caerse el transductor sobre piso de concreto. Además, su masa más grande y pobre estabilidad a la temperatura los hacen pobres candidatos para mediciones de ruta de monitoreo de condición.
d. Recuerde que acelerómetros de baja frecuencia normalmente no pueden ser usados para capturar espectros demulados de envolvente de alta frecuencia (Esto es espectros de energía pico transitoria, espectros de envolvente de aceleración, espectros SEE o espectros de Amplitud demodulado):
Normalmente, los espectros demulados de envolvente de alta frecuencia requieren el uso de un transductor que tenga una frecuencia natural montada con perno prisionero del orden de 25,000 a 35,000
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Hz (15’000,000 – 21’000,000 CPM. Esto es normalmente bastante mayor que las frecuencias naturales de los transductores de baja frecuencia mencionados ante. Además, ellos simplemente no tienen una gama de frecuencia utilizable bastante alta que comprenda tales rangos de envolvente (extendiéndose desde alrededor de 5000 a 50,000 Hz, lo que equivale de 300,000 a 3’000,000 CPM. Normalmente, tales transductores de baja frecuencia tienen repuestas de frecuencia que se extienden solo hasta alrededor de 500 a 1000 Hz (30.000 – 60.000 CPM). Sin embargo, en años recientes, varias unidades prototipos experimentales de baja frecuencia han sido llevadas al marcado, las cuales tienen sensibilidad de alto voltaje, además baja masa, frecuencias naturales montadas con perno prisionero tan altas como alrededor de 23,000 a 25,000 Hz, y gamas de frecuencia utilizables que se extienden de hasta 6000 Hz (360,000 CPM). Puede ser posible capturar tanto velocidad de baja frecuencia, así como también datos de envolvente de alta frecuencia con este transductor. Los experimentos están siendo ahora conducidos para conformar esto.
e.
Uso de acelerómetros tipo corte vs tipo de compresión
Para minimizar la influencia térmica debida a las temperaturas transitorias y reducir el tiempo para hacer las mediciones por si misma, los acelerómetros de baja frecuencia de tipo corte deberían ser empleados en rutas PMP en lugar de los modo de compresión (vea Figuras 16 y 18 y Tabla I). El acelerómetro del tipo corte es casi insensible a altas temperaturas (o cambios de temperatura) que frecuentemente son encontrados en maquinaria de baja velocidad. El uso de acelerómetro del tipo corte en lugar del tipo de compresión, puede reducir el tiempo de medición por un factor de 2 a 3 veces.
f.
Seteo del analizador para el suministro constante de energía al acelerómetro de baja frecuencia.
Es importante configurar al analizador para suministrar de manera constante potencial al sensor de baja frecuencia con el fin de evitar las conocidas fluctuaciones transitorias. Dependiendo del transductor en particular, algunos acelerómetros pueden requerir desde 20 segundos a mas de 4 minutos para estabilizarse después que la potencia sea suministrada a ellos. Hasta que ellos se estabilicen la amplitud general registrada en un colector de datos que usa un transductor de baja frecuencia oscilara ampliamente. Así prever los pasos para el suministro constante de energía al transductor de baja frecuencia, permitirá reducir el tiempo de medición y aumentar la calidad de los datos medidos.
g. Sea cuidadoso cuando monte el transductor que usa un magneto:
Un transductor de baja frecuencia no puede diferenciar entre el impacto e instalación simple hasta la posición de medición, y por lo que se debe permitir al magneto instalarse suavemente sobre las superficie de montaje (cuidadosamente conectar un “pie” del magneto y asegura que el otro pie del magneto ( o
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lado ) lentamente se conecte al montaje). De no ser así tal impacto puede sobresaturar los dispositivos electrónicos (y puede aun dañar el acelerómetro si sus niveles “g” permisibles son superados durante el impacto). Lo que pueda afectar el impacto depende del transductor usado. Sin embargo, puede requerirse desde alrededor de 30 seg hasta mas de 3 minutos para asegurarse que los transductores de baja frecuencia se recuperen de un impacto transitorio.
h. Rangos de frecuencia de medición recomendados (Fmax)
Las máquinas de baja velocidad casi siempre requerirán de dos (2) rangos de frecuencia en al menos un punto en una dirección de cada rodamiento; esto es, un menor rango de frecuencia para evaluar potenciales problemas tales como desbalance, desalineamiento, aflojamiento, frecuencias de defecto de rodamiento de bajo orden, etc; y luego un rango de frecuencia mucho mayor para capturar las frecuencias naturales de rodamiento, las mismas que normalmente son excitadas en la etpa de fallo 2. Este rango de mayor frecuencia se extiende debe 0 a aprox. 90,000 a 120,000 CPM (1500 – 2000 Hz). Dependiendo de la velocidad de la maquina, el rango de menor frecuencia normalmente es especificado a aproximadamente 40 a 60X RPM. Como una regla general, cuando menor sea la max frecuencia, mejor será la relación señal – a – ruido a estas frecuentas muy bajas. Además, si es aún difícil ver 1X RPM, esto puede requerir mas líneas de resolución y/o incrementar el número de promedio (lo cual es cubierto abajo).
i.
Número recomendado de líneas de resolución FFT Normalmente, solamente 400 líneas FFT serían requeridas para el rango de mayor frecuencia, el cual se extenderá a 1500 a 2000 Hz (90,000 – 120,000 CPM). Así mismo se pude requerir 800 líneas o mas para detectar 1X RPM con una relación señal – a – ruido mayor o igual que 5:1 en máquina operando por debajo de 60 a 100 RPM. En algunos casos, pueden ser posible disminuir el número de líneas desde 800 a 400 líneas si el número de promedios son incrementados, por ejemplo desde 4 a 8 (usando premediación de superposición lo cual es cubierta abajo).
j.
Numero recomendado de promedios (con y sin traslape) El tiempo requerido para capturar un bloque (1 promedio) de datos es proporcionado por la ecuación:
Tmax =
(60)(Tamaño
de muestra
)
2.56 × Rango de Frecuencia
=
60(# de Líneas FFT ) Rango de Frecuencia
Donde:
Tmax
=
Periodo de nuestro total requerido PARA capturar un bloque de datos
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Tamaño de muestra =
Número de Conversiones Analógicas a Digitales a ser capturados en el bloque de tiempo (# de muestras son a menudo ajustadas a 1024 muestras para unas 400 líneas FFT, etc)
# Líneas FFT =Número de Líneas FFT. Rango de Frecuencia =
Rango de frecuencia (CPM)(Extendiéndose desde Fmin a Fmax para sistemas cuya medición FFT comience a un frecuencia diferente a 0 CPM).
La ecuación muestra que cuando mayor sea el número de líneas FFT o menor el rango de frecuencia, mayor será el tiempo requerido para capturar un bloque de datos. Por ejemplo, si uno usa 400 líneas sobre un rango de frecuencia de 60,000 CPM (1,000 Hz), la ecuación muestra que solo 0.4 seg sería requeridos para capturar estos datos. De otro lado, si 1600 líneas fueran especificadas junto con un rango de frecuencia de 600 CPM (10 Hz) serian requerido 160 seg para capturar este bloque de datos. Desafortunadamente, en análisis de baja frecuencia, a menudo se requiere usar mas 400 líneas con el fin de detectar 1X RPM con clara relación señal – a – ruido. Además, usualmente es necesario tomar aproximadamente 4 a 8 promedios para remover el efecto de datos aleatorios y disminuir “el ruido en el extremo inferior del espectro”. Aplicación del traslape puede ser usada de manera efectiva para reducir de manera significante el tiempo de medición requiero para adquirir espectros de baja frecuencia. Por lo tanto, después de adquirir el primer bloque de tiempo (o promedio), del traslape reducirá el tiempo requerido PARA tomar cada promedio siguiente. Por ejemplo, si el traslape reducirá el tiempo requerido para tomar cada promedio siguiente. Por ejemplo, si el traslape fuese del 50 % solo el 50% de “nuevos” datos serian usados desde el segundo bloque de tiempo, mientras que el 50% de los datos “viejos” del primer bloque de tiempo serían empleados. Y, para un traslape del 75%, 25% de los datos nuevos del segundo bloque serian, usados mientras que el 75% de los datos originales, serian utilizado en el primer bloque de tiempo. Después del segundo promedio, esta misma configuración seria usada en cada promedio siguiente. Por lo tanto, para traslape del 50% los datos serán requeridos dos veces mas rápido, tres veces mas rápido, cuando usa un traslape de 66,7%; y cuatro veces mas rápido cuando se usa un traslape de 75% en cada promedio después que el primer bloque de tiempo ha sido capturado. El tiempo requerido para capturar el primer bloque de tiempo es definido por la ecuación. El siguiente ejemplo ayudara a ilustrar el efecto de promediar el traslape en el tiempo de medición requerido.
Rango de frecuencia deseada = (0 – 25Hz) Resolución FFT = 800 líneas (Requeridas 2048 muestras) # promedios = 8
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t=
(60)(#
de líneas FFT )
Rango de Frecuencia
=
(60)(800
líneas )
1500 CPM
32 seg
(para cada bloque de tiempo completo de 2048 muestra).
Así, el tiempo total de promedios = (32 seg) (8 prom) = 256 seg (8 promedios sin traslape). Si el promedio de traslape del 75% es empleado para el segundo hasta el octavo promedio, el tiempo total requerido será:
Tiempo de muestreo local = tiempo para 1er bloque & tiempo para 2do hasta 8avo promedio.
= 32 seg +
(7
prom )(32 seg ) 4
= 32 seg + 56 seg = 88 seg (66% de menos tiempo usando con 75% de traslape).
Los cálculos de tiempo de medición previos solo incluyen el tiempo requerido para capturar los datos (no incluye el tiempo para estabilizar el sensor, el tiempo requerido por el microprocesador para calcular el FFT desde la forma de onda en el tiempo resultante, ni el tiempo para que el analizador despliegue el espectro resultante. De manera importante la premediación de traslape no es el “cura todo” para reducir vastamente el tiempo de medición y no deberían ser empleadas para todas las situaciones de medición. Los problemas ocurren con la premediación de traslape si los datos no son continuamente periódicos dentro de cada bloque de tiempo (repitiendo continuamente el mismo patrón), o si el tiempo de medición resultante no permite la captura de un impulso transitorio pronunciado, muy grande de origen desconocido. Esto es usando el ejemplo anterior, si un impulso mayor ocurrió a alrededor de intervalos de tiempo de 100 seg, el tiempo de muestreo de 88 seg puede enteramente perder estos eventos mientras las mediciones sin traslape probablemente capturarían estos eventos. Aún, en la mayoría de mediciones de monitoreo de condición de maquinaria rotativa en general, promediar el traslape es una poderosa herramienta la cual puede ser usada de manera efectiva. Cuando se hagan mediciones de baja frecuencia, particularmente en máquinas operando a velocidades debajo de 300 RPM, un porcentaje de traslape de aprox. 50% a 67% es recomendado.
k. Capature tanto formas de onda de tiempo y espectros demodulados, envolventes de alta frecuencia adicionales a los espectros FFT en máquinas operando por debajo de 100 RPM
Anteriormente se mencionó porque era necesario tomar datos tanto de la forma de onda del tiempo y espectro FFT, para ver frecuencias de defecto de rodamiento en máquinas operando debajo de aprox. 20 RPM, y como también a menudo es difícil ver frecuencias de defecto de rodamiento para maquinas operando hasta 100 RPM.
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En estos casos, los impulsos del defecto aún son vistos en la forma de onda de tiempo por las razones delineadas anteriormente. Finalmente, en otros casos, ni la forma de onda de tiempo, ni los espectros de vibración pueden mostrar incipientes problemas de rodamiento los cuales pueden ser captados por lo denominados espectros de envolvente de alta frecuencia y espectros demodulados. Estos son efectivos al detectar problemas incipientes tales como aquellos en rodamientos engranajes, lubricación, etc. Aquí de nuevo, la vida de componente es cubierta con mas detalle en la sección IV. Pare el seteo del Tmax, se debe partir de seleccionar de 2 a 4x para determinar el tiempo de la onda del tiempo. La clave es que el analista no debería confiar totalmente en cualquier herramienta de análisis de máquinas de baja velocidad. En cambio, el debería emplear espectros FFT, formas de onda de tiempo envolvente de alta frecuencia, particularmente en maquinaria crítica operando debajo de aproximadamente 100 RPM.
7.6. ESPECIFICACIÓN DE ALARMA DE VALOR TOTAL Y DE BANDA DE ALARMA ESPECTRAL PARA MAQINAS DE BAJA VELOCIDAD
Mientras el principal énfasis de este documento es como analizar las máquinas de baja velocidad y detectar problemas dentro de ellas. Así mismo debe definirse las pautas como establecer apropiadamente las bandas de alarma espectral y la alarma de valor total. Si bien es cerito que durante el curso de análisis I, se detallo como especificar apropiadamente tanto las alarmas de banda espectrales y totales para maquinaria rotatoria general que opera entre 600 y 60,000 RPM. Sin embargo, técnicas especiales tendrán que ser empleadas para especificar estas alarmas para maquinas de baja velocidad que operan aproximadamente de 10 hasta 600 RPM la cuales son delineadas como sigue.
a.
Especificando los niveles de alarma de vibración total.
La tabla II muestra los niveles de alarma total recomendadas para maquinaria rotatoria en general que operan al menos a 600 RPM. Sin embargo, esta tabla no puede ser empleada en maquinas que trabaja a bajas velocidades. La razón de esto es demostrada en la Figura 31 la cual muestra como los niveles de exactitud en la velocidad de vibración se atenúan progresivamente con la disminución de la frecuencia. Por ejemplo, refiriéndose a la Figura 31, nótese que un nivel especificado alrededor de 0.300 pulg/seg como “EXCESIVO”
a 600 RPM; tendría su equivalente de 0.03 pulg/seg a 60 RPM. Por lo tanto, desde que la
sensibilidad de la velocidad cae con la disminución de la frecuencia, esto debe ser tomado en cuenta no solo cuando se especifiquen los niveles de alarma total, sino también las alarmas de bandas espectral. Además, no solo sensibilidad de la velocidad cae a bajas frecuencias, sino también los analizadores y transductores
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los cuales se atenúan progresivamente con la disminución de la frecuencia esta debe tomarse en cuenta cuando se especifiquen los niveles de alarma.
Procedimiento estadístico para determinar niveles de alarma Una de las armas mas potentes para especificar bien los limites de alarma permisibles en máquinas de baja velocidad depende el desempeño del análisis estadístico asado en mediciones reales tomadas en las máquinas que se intente incluir en el programa. Esto es particularmente importante cuando se especifican tales alarmas para máquinas de baja velocidad cuya amplitudes serán un nuevo desarrollo par ala tecnología de mantenimiento predictivo.
En resumen, el analista debería capturar los datos de todas la máquinas de baja velocidad, para las cuales el desee especificar niveles significativos de alarma. El debería agrupar primero las maquinas por tipo. Esto es, el debería identificar ciertas “familias” de máquinas teniendo velocidades comunes de operación, configuración de transmisión (correa, engranaje, acoplado directo proporciona un ejemplo de cómo se agrupan los grupos de maquinas familia. En este ejemplo, algunas de las familias incluyeron (1800 y 36000 RPM separadamente) ventiladores de tiro forzado, pulverizadores, etc ) De manera similar, después de capturar datos en todos los puntos de las maquinas de baja velocidad, un análisis estadísticos debe ser desempeñado, el cual incluirá el calculo de la media y de la desviación estándar y niveles de alarma estadísticos. Primero, calcule el nivel total promedio para cada familia (X ave), para lo cual deberá sumarse los niveles para cada punto de cada máquina en la familia entera y luego dividirlo entre el número total de muestras, de acuerdo a la siguiente formula:
n
X ave =
∑X
i
i =1
n
=
x1 + x 2 + x 3 + ...x n n
Donde: X ave = promedio del valor medio (pulg/seg) X i = valor de cada muestra individual “i” (pulg/seg) n = Numero de muestras
Luego, calcule la desviación standard (S) para los datos de esta familia, de acuerdo a la Ecuación:
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n
S=
2 ( ) X − X ∑ i ave i =1
n −1
Donde: S = Desviación Standard
Finalmente, calculado la alarma estadística total par ala familia, con la asistencia de las siguientes fórmulas:
Statistical OA = X ave + 2S
Ecuación 4A
O, algunos prefieren:
Statistical OA = X ave + 3S
Ecuación 4B
Asumiendo una distribución normal, aprox. 95.5% de los datos deberían caer dentro de 2 desviaciones estándar del promedio estadístico, mientras 99.77% deberían caer dentro de 3 desviaciones estándar. Ahora llega el punto en el cual determinantes decisiones deben ser tomadas ¿es la alarma total estadística calculada significativa? Esto es si parece ser demasiado bajo, lo cual pone a las maquinas “en alerta constante”, ya que un número de lado, ¿es la alarma total estadísticamente calculada mucho mas alta, ya que un número de maquinas dentro de esta familia estuvieron en muy malas condiciones? En este ultimo caso, ir con esta alarma puede permitir que un considerable daño ocurra en muchas de las máquinas en esta familia antes que cualquier alarma fuese violada.
Generalmente hablando, el cálculo de la alarma total estadística, asume que una familia con suficientes número de máquinas hacen el ejercicio principalmente. En la práctica, esto normalmente significaría que el mínimo tamaño de familia debería ser, digamos de 7 a 10 maquinas. Estos análisis estadísticos también asumen que algunas de las máquinas estarán en pobre condición (teniendo alta vibración), mientras otras estarán en buena condición (teniendo bajos niveles). Se asume que el resto de las máquinas están entre ambas condiciones. Por lo tanto, el propósito del ejercicio es determinar donde hay niveles de vibración normal para esta “familia”. Luego, la alarma total estadística puede ser ajustada de 2 a 3 desviaciones Standard mayor que la media ( X ave) para el grupo entero. Esta técnica ha probado ser efectiva para ayudar a especificar alarmas significativas para máquinas de baja velocidad.
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El análisis estadístico también puede encontrar que diferentes alarmas necesitan ser especificados por posición/por dirección. Por ejemplo, si uno estuviese evaluando una familia de 12 bombas verticales de 15 pies de altura (midiéndose desde la base al rodamiento superior del motor), se debería obviamente encontrar niveles de vibración mucho mayores en el rodamiento superior del motor en direcciones paralelas al suelo (horizontal) de lo que el encontraría en el rodamiento superior de bomba, la cual estará a una elevación mucho menor. Así, se puede especificar alarmas diversas en varios lugares y direcciones de la maquina.
FIGURA 31 VIBRATION SEVERITY CHART FOR LOW SPEED MACHINERY
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En ejemplo dado en la Tabla IV, 2 familias fueron encontrados que tienen una vibración excesiva alta lo cual resultaba en altas alarmas estadísticas. Las 8 cajas de engranaje de turbina / generador analizadas tuvieron un alto promedio de 0.423 pulg/seg de alarma total y una desviación Standard muy alta de 0.248 pugl/seg lo cual resultaba en una alarma estadística excesiva de 0.919 pulg/seg.
De manera similar, los 7 ventiladores montados con motor tuvieron un promedio de 0.310 pulg/seg de alarma total y una alta desviación Standard de 0.196 pulg/seg (dando una alta alarma estadística de 0.701 pulg/seg usando 2 desviaciones Standard). El análisis del espectro efectuado a cada una de estas 2 familias de máquinas encontró problemas muy serios en una gran proporción de ellas. Por lo tanto se sintió que las amplitudes medidas no fueron realmente altas. En el caso de las 8 cajas de engranajes de turbina/generador, la “alarma recomendada” (en la columna mas a la derecha de la Tabla IV) fue reajustado a 0.500 pulg/seg (mas que el 0.440 pulg/seg que fue especificado en la línea de base inicial). De manera similar, la alarma del ventilador montado con el motor fue ligeramente incrementada desde 0.325 a 0.375 pulg/seg.
De otro lado varias familias en la Tabla IV tuvieron mucho menor vibración que las alarmas totales especificadas por el cliente durante su adquisición del espectro inicial. Esto incluyo cada una de las 7 turbinas/generadores operando a 1800 RPM; 12 turbina/generadores operando a 3600RPM; 45 bombas de agua condensada/de circulación verticales; 32 ventiladores de tiro forzado, 32 ventiladores aspiradores; y 9 cajas de engranajes de propósito general. Por ejemplo, en el caso de las turbinas /generadores, el cliente uso las alarmas totales propuestas por la versión mas reciente del ISO 2372 ahora bajo consideración en la cual se entendió que especificara 0.300 pulg/seg pico en maquinas de 18000 RPM y 0.440 pulg/seg pico para turbina/generadores de 3600 RPM. Aquí en la tabla IV, los niveles de alarma recomendados para ambas máquinas fueron disminuidos desde 0.300 pulg/seg a 0.250 pulg/seg para las maquinas de 1800 RPM y desde 0.440 pulg/seg a 0.250 pulg/seg para las maquinas de 1800 RPM y desde 0.440 pulg/seg a 0.350 pulg/seg las turbinas/generadores de 3600 RPM. Pasos similares fueron tomados para las otras máquinas, las cuales tuvieron niveles generales muy bajos.
Aunque 2 familias tuvieron mucho mayor vibración y 6 tuvieron niveles, mucho mas bajas de lo que seria considerado estadísticamente normal, 17 de las 25 familias tuvieron alarmas estadísticas muy significativas. Un resultado interesante del estudio de la población entera de máquinas fue que la alarma final estadística calculada para todas las 442 máquinas vino a ser un nivel de 0.294 pulg/seg muy cercana a la denominada “Standard de la industria” de 0.300 pulg/seg pico la cual muchas plantas emplean como la alarma en todas las maquinas – familia, no importa cual sea su tipo de máquina o configuración de transmisión. Sin embargo, examinado la Tabla IV, hubieron obviamente grandes disparidades entre los promedios de alarmas totales de maquinas familia individuales.
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En resumen, no hay mejor forma para especificar las alarmas totales o espectrales significativas que basarlas en datos ya capturados sobre las máquinas que ud intente ya sea inicialmente insertar dentro de un programa de mantenimiento predictivo por primera vez, o para refinar las alarmas de aquellas ya en el programa. El análisis estadístico, acoplado con la experiencia de aquellos encargados con el diagnóstico de vibración de estas máquinas, pueden combinarse para formar un poderoso equipo, al determinar alarmas significativas. Softwares están ahora disponibles para automatizar este proceso de análisis estadístico. En cualquier caso, las alarmas estadísticas para cada familia deberían ser reevaluadas en intervalos máximos de 6 meses, de manera que ellas puedan ser actualizados con la condición de operación corriente de estas máquinas.
b. Especificación de bandas de alarma espectral para maquinas de baja velocidad Como se menciono previamente, la tabla III proporciona un procedimiento tabulado sobre como especificar las bandas de alarma espectral para maquinaria rotatoria general operando a velocidades desde 600 a 60,000 RPM. Las bandas especificadas en la tabla III no se aplican a maquinas de baja velocidad, particularmente debido al hecho que la sensibilidad de la velocidad disminuye a bajas frecuencias (ver Figura 31). Y, como también se ha indicado, los instrumentos y transductores tienen problemas con respuestas en la región de baja frecuencia. Además, las máquinas de baja velocidad no generan espectros de vibración que sigan todas las “reglas” las cuales son resumidas en las cartas de diagnostico de vibración general (por ejemplo, “cuando 2X RPM sea de alta amplitud y sea mayor de 30% de la amplitud a 1X RPM, y la dirección sea axial, el problema probablemente sea de desalineamiento). De nuevo, una de las razones fuertes para esto es el hecho que amplitudes de velocidad para picos individuales en la región de baja frecuencia caen con la disminución de frecuencia (vea Tabla 1 y Figura 31). Por ejemplo, cuando el rotor se vuelva a desbalancear, este normalmente genera altas amplitudes a 1X RPM. Sin embargo, si esta máquina solo esta operando a 8 RPM, tanto los sistemas del transductor y del instrumento puede atenuarse progresiva y significativamente bajo esta frecuencia. Por lo tanto, si la amplitud fuerce a incrementarse significativamente has 0.10 pulg/seg, el sistema del instrumento puede solo desplegar alrededor de 0.02 ó 0.03 pulg/seg, dependiendo de cuanta atenuación progresiva este realmente experimentado. También, cuando una máquina trabaja a velocidades mas altas por encima a 1000 RPM se desbalancea, el pico a 1X RPM normalmente será mucho mayor en amplitud que aquél ya sea 2X RPM o 3X RPM. Sin embargo, en este caso en máquinas de baja velocidad, los rotores desbalanceado pueden aun tener mas alta vibración ya sea a 2X ó 3X RPM que aquella a 1X RPM, cambiando la comparación de amplitud relativa para estos 3 picos (ya que 1X RPM tendrá mas atenuación progresiva de la tendrán ya sea 2X RPM o 3X RPM).
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Además, la amplitud en si misma será de una magnitud totalmente diferente que aquella sobre una máquina de velocidad normal. Por ejemplo, recuerde que la fuerza centrífuga varia con cuadrado de las velocidades. Por lo tanto, si se compara la amplitud de fuera centrífuga disponible a 900 RPM con aquella A 1800 RPM en la misma máquina, la fuerza a velocidad de 900 RPM seria solo 25% de aquella a 1800 RPM (asumiendo un motor rígido y omitiendo otros contribuyentes de vibración). Luego, si uno compara las fuerzas de desbalance para un rotor girando a 150 RPM con aquella a 1800 RPM, uno vera solo un 0.69% de la fuera centrífuga a 150 RPM cuando sea comparada a aquella de 1800 RPM. Llevándole un paso mas, si uno luego compara la fuerza centrifuga a 45 RPM, uno solo ve 0.063% de la amplitud a 45 RPM (esto es, la fuerza centrifuga para el rotor sería 99.9% menos a 45 RPM cuando es aquella a 1800 RPM, o 1600 veces mas fuerza centrifuga para el mismo motor a 1800 RPM. Por lo tanto, todo esto debe ser tomado en cuenta cuando se especifiquen las bandas de alarma para máquinas de baja velocidad. El analista debe estar preparado para captar y emplear nuevas reglas de diagnostico cuando las velocidades de operación sena bajas. Afortunadamente, si uno tiene datos históricos a la mano sobre una máquina de baja velocidad, el procedimiento estadístico delineado al especificar niveles de alarma general en la Sección A puede asimismo ser empleado para determinar bandas de alarma espectral apropiadas, si se usan 6 bandas o hasta 400 en aquellos sistemas los cuales permitan alarmas de bandas angostas. En estos casos, tome una banda a la vez; calcule el promedio par ala entera familia de maquinas; luego calcule la desviación estándar para la banda, luego calcule, el nivel de alarma estadístico para que la banda aumente 2 o 3 desviaciones al valor principal deseado (ver ecuaciones 4A y 4B). De nuevo, afortunadamente, el software de la computadora estará disponible para desarrollar este proceso automáticamente cuando se especifique ya sea las 6 bandas o las alarmas de banda angosta.
Especificación de bandas de alarma espectral de máquinas de baja velocidad cuando usted todavía no ha capturado ningún dato de la máquina.
Como se mencionó antes, cuando uno tenga una buena historia de espectros tomados de máquinas de baja velocidad, uno puede emplear métodos estadísticos para llegar a bandas significativas de alarma espectral basadas en dos o tres desviaciones Standard sobre la principal. Sin embargo, cuando uno no tenga datos (o ningún dato significativo) sobre tales máquinas, ¿Qué debe hacerse?. El siguiente ejemplo ayudará a ilustrar como las bandas deberían ser especificadas. Por supuesto, una vez que uno haya tomado los datos (4 a 6 estudios preferidos), uno luego debería emplear los procedimientos estadísticos delineados antes para refinar mas bandas así también como la alarma total para cada uno de los puntos en cada una de estas maquinas de baja velocidad.
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Refiriéndose de nuevo a la Tabla I, recuerde que un desplazamiento de 10 minipulgadas (pico – pico) es generalmente un nivel de alarma vibración. De la tabla I, note que una velocidad pico de 0.314 pulg/seg corresponde a un desplazamiento pico-a-pico de 10.0 milipulgadas a una frecuencia de carga a 300 CPM, la velocidad también cae a 0.157 pulg/seg, si la frecuencia cae a 60CPM, un desplazamiento de 10.0 milipulgadas solo corresponderá a 0.314 pulg/seg de velocidad pico. Por lo tanto, esto indica una relación lineal por debajo de 600 CPM de desplazamiento vs la velocidad.
De manera importante, esto indica que la sensibilidad de la velocidad a niveles de alarma de vibración cae con la disminución de la frecuencia, particularmente debajo de 600 CPM (10 Hz). Una disminución de diez veces en frecuencia desde 600 a 60 CPM disminuye la velocidad correspondiente desde 0.314 a 0.0314 pulg/seg. Todavía, uno podría argumentar que la vibración es justamente tan severa asolo 0.0314 pulg/seg a una menor frecuencia de 60 CPM de lo que es a 0.314 pulg/sg en la frecuencia de 600 CPM (ya que el desplazamiento en cada caso es 10.0 milipulgadas). De manera similar, estudios independientes efectuados por otros analistas, indican la misma relación en regiones de baja frecuencia como se muestra en la Figura 31. Aquí nuevamente un nivel justo por encima de las 0.30 pulg/seg es considerado “excesivo” a 600 CPM comparado a un nivel justo por encima de los 00.03 pulg/seg a 60 CPM en la Figura 31.
Lo que esto indica es, que una frecuencia de 600 CPM (10.0 Hz) puede ser tomada como un “punto de interrupción” debajo del cual no tendrá que relacionar su frecuencia particular de interés a aquella de 600 CPM; y luego factorizar esta relación dentro de la alarma de velocidad a esta frecuencia particular. Por ejemplo, mirando la Tabla II y asumiendo una bomba horizontal de propósito general, un nivel de alarma total de alrededor de 0.300 pulg/seg sería asumido si la bomba estuviese operando a/o por encima de 600 RPM. Sin embargo, si la velocidad de operación tendría que ver factorizada hacia abajo se usara la ecuación empírica (5) como sigue:
Donde: ALARMALF =
nivel de alarma en la baja frecuencia (Fi) que usted esta calculando (pulg/seg)
ALARMA LF = ( ALARMA MF ) Fi =
(Fi ) 600
ALARMAMF =
nivel
de
alarma
a
una
frecuencia moderada mayor que/o igual a 600 CPM (pulg/seg)
frecuencia en la cual usted quería la alarma de baja frecuencia (AlarmaLF) calculada (CPM)
Sustituyendo los números del ejemplo previo de 0.3000 pulg/seg a 6000 CPM, la alarma de baja frecuencia a solo 100 CPM seria:
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(
ALARMALF = 0.300 inch
100 CPM = 0.50 inch (at 100 CPM ) ) sec sec 600 CPM
Como previamente se discutió, uno también tendrá que tener en cuenta la atenuación progresiva del instrumento y atenuación progresiva del transductor para una máquina operando a bajas velocidades. Un ejemplo de una bomba de 30 RPM la cual será evaluada usando un analizador Fast Track/FS IRD junto con un acelerómetro Wilcoxon 793L. Este ejemplo ilustrará como bandas de alarma espectral completas pueden ser especificadas para una máquina de baja velocidad. La atenuación progresiva del instrumento en cada frecuencia de interés será dado en la Figura 8 para el analizador Fast Track/FS IRD y la atenuación progresiva de transductor a las mismas frecuencias serán dadas en la Figura 13 para el acelerómetro Wilcoxon 793L. La atenuación progresiva de sensibilidad de la velocidad será calculada por el método ilustrado en la Ecuación. El propósito de este ejercicio es determinar la “señal neta remanente del sistema” la cual aún estará presente una vez que la atenuación progresiva de la sensibilidad de la velocidad. La atenuación progresiva del instrumento y atenuación progresiva del transductor sean tomadas en cuenta en cada frecuencia. Luego, una comparación será hecha a la configuración de banda de alarma espectral para cada una de las seis bandas encontradas en la Tabla III para una bomba operando encima de 600 RPM (Tabla III Caso G, Tipo 1). Después de determinar cada uno de las seis bandas, un nivel de alarma determina para cada una de las seis bandas del ejemplo de la tabla V y Figura 32, tal como sigue en la siguiente pagina.
Nota que acompañan la Tabla V: 1.
Fmax = 50X RPM = 1500 CPM (Tabla III – Caso G Tipo 1)
2.
Frecuencia de la banda dominante (FD), debe ser el pico que presenta la mayor amplitud dentro del rango de frecuencia particular.
3.
La tabla 1 y la ecuación suministra la sensibilidad atenuante a frecuencias por debajo de los 600 CPM. Ver Figura 31.
4.
La Figura 8 muestra la atenuación del IRD FAST TRACK/FS, el cual se asumido como analizador utilizado.
5.
La Figura 13B muestra la respuesta de frecuencia de una acelerómetro de baja frecuencia Wilcoxon 797L.
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FIGURA 32
6.
Señal neta remanente del sistema es el producto de la “sensibilidad de la atenuación de la velocidad” por “atenuación del instrumento” por “atenuación del transductor” a la frecuencia dominante (FD) – Tabla V.
7.
Especificación de bandas de Alarma espectral – Tabla III – Caso G – Tipo 1)
8.
Especificación de Alarma final es el producto de “la señal neta remanente del sistema” por “especificación de la alarma espectral par ala banda” por “alarma total para el tipo de máquinas” (Tabla II) – Fig 33A.
EJEMPLO (CONTINUACIÓN) Calculo de alarma general aproximada para una maquina de baja velocidad (Bomba de 30 RPM en este ejemplo). Ahora que las bandas de alarma han sido especificadas para esta maquina, la ecuación empírica (6) puede ser usada para determinar el Nivel de Alarma Total aproximado para una bomba como sigue en la Ecuación 6 generalmente se aplica a máquinas de baja velocidad incluyendo bombas:
[
(
LOW − SPEED OA ALARM = B12 + B22 + B32 + (0.75) B42 + B52 + B62
)]
Donde: B1, B2, B3, B4, B5 & B6 = Niveles de alarma para banda # 1 hacia la #6 como esta en la tabla V (pulg/seg)
Sustituyendo los números para el ejemplo de la bomba de 30 RPM en la Figura 32 y Tabla V.
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=
(0.010 )2 + (0.012 )2 + (0.016 )2 + [(0.75)× (0.054 )2 + (0.063)2 + (0.060 )2 ]
= 0.092 inch/sec (For this Pump at 30 RPM
Las bandas de alarma espectrales calculada en la Tabla V para la bomba de 30 RPM son graficados en la Figura 33A.
Note la distancia diferencia en apariencia de estas bandas para la bomba de 30 RPM (gráfico superior) comparada con aquello para una bomba normal de 1800 RPM cuyas bandas de alarma son graficados debajo de las bandas de baja velocidad en la Figura 33B (grafico inferior). Mirando la Figura 33B para una bomba de 1800 RPM, se nota que las bandas para máquinas de velocidad de operación normal usualmente disminuyen las amplitudes con el incremento de frecuencia. Una de las pocas desviaciones desde este comportamiento de amplitud decreciente es con una bomba debido al hecho que la banda 4 que permite una amplitud mucho mayor para la frecuencia de paso de alabes de bomba tal como lo hace para las frecuencias de rodamiento, las cuales puedan estar localizadas inmediatamente a su izquierda en la banda 3 o a su derecha en la banda 5 (Figura 33B).
Sin embargo, el punto importante es que las bandas de alarma para máquinas de velocidad de operación normal gradualmente disminuyen cuando la frecuencia se incrementa.
De otro lado, la Figura 33A muestra una configuración muy diferente. Por ejemplo, note que el nivel de alarma par ala banda 1 es menor que para la banda 2, y que la banda 2 es menor que la banda 3. Refiriéndose a la Tabla V, la razón de esto es la distinta atenuación progresiva de sensitividad de la velocidad, el filtrado de instrumento y respuesta del transductor.
De manera importante, las bandas establecidas en la Tabla V y Figura 33ª asumen ya que no hay historia de datos sobre esta máquina o insuficientes datos espectrales que aun no han sido capturados para conducir análisis estadísticos significativos con el fin de especificar bandas de alarma basados en un valor medio mas dos o tres desviaciones estándar para cada uno de los 6 bandas individuales. Si tales datos han sido capturados en cantidad suficiente, se recomienda que el analista emplee los métodos estadísticos, no solo para determinar las bandas de alarma espectral significativas, sino también para calcular la vibración total significativa y las alarmas de energía pico transitorio
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COMENTARIOS FINALES SOBRE EL AJUSTE DE BANDAS DE ALARMA ESPECTRAL EN MAQUINAS DE BAJA VELOCIDAD En resumen, examine de cerca cada pieza de datos tomados de cada rodamiento de aquellas máquinas las cuales serán incluidas en su programa. Observe no solo los niveles totales y las bandas de alarma, sino también la información espectral en si misma, luego haga un esfuerzo determinado para agrupar las máquinas dentro de “familias” significativas. Desarrolle los cálculos estadísticos necesarios, y finalmente llegue a las bandas de alarma espectrales significativas para cada familia de maquinas. Recuerde que estas bandas de alarma espectral son su “línea vital” con el propósito especifico de detectar anomalías en la máquina cuando ocurran, y tomando las previsiones en el proceso de fallas, de tal manera que las reparaciones correcciones pueden ser ordenadamente planeas y que las partes de reemplazo requeridos puedan ser adquiridas. Especificas de manera apropiada, estas bandas de alarma espectral pueden ahorrar mucho dolor de cabeza, así como también muchos dólares en mantenimiento, producción y energía a la planta.
7.7. DIFICULTADES Y ERRORES ENCONTRADOS DURANTE LAS MEDICIONES DE BAJA FRECUENCIA a.
Limites de rango de frecuencia del transductor Se refiere a las Figuras 13 a 15 las cuales contiene especificaciones para algunos de los mas populares acelerómetros de baja frecuencia, cada uno de estos puede medir hasta frecuencias extremandamente bajas, menores de 1 Hz (60 CPM) con muy poca atenuación progresiva. De otro lado, cada uno de estas unidades tiene gamas de frecuencias máxima mucho menores que las de los acelerómetro industrial Standard Wilcoxon modelo 793 (Figura 12) con el acelerómetro de baja frecuencia modelo 797L, note que el 797L puede medir mucho menor (gama de frecuencia 793 = 3 – 5000 Hz, ± 5%, 797L = 0.6 – 700 Hz, ± 5%) Por lo tanto, el analista puede tener que usar dos diferentes acelerómetros para tomar mediciones en muchas máquinas. El puede usar un acelerómetro Standard o sensor de velocidad para chequear problemas de frecuencia medianas a mayores incluyendo las frecuencias eléctricas de rodamiento de engranajes, cavitación, paso de barras de rotos y otros problemas (así también como cuando haga espectros remodulados de envolvente de alta frecuencia).
b. Atenuación con la frecuencia del instrumento Anteriormente se indico que muchos colectores de datos tenían una atenuación progresiva de la amplitud conforme la frecuencia se ubicaba sobre filtros incorporados con el fin de suprimir el ruido de instrumento (ver Figura 8). Además, los acelerómetros y otros transductores tienen una atenuación progresiva en gamas menores. Por lo tanto, cada uno de estas consideraciones debe ser tomados en cuenta, y sus valores multiplicados entre ellos. Por ejemplo, si un problema ocurre en una máquina que opera a 60 RPM y si el recolector de
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datos tiene una atenuación progresiva del 75% (25% de señal restante) y el transductor de 50% (50% de señal restante), luego el instrumento solo desplegaría un 12.5% de la verdadera amplitud en esta frecuencia (0.25 x 0.50 = 0.125).
c.
Efecto de fluctuaciones transitorias de temperatura sobre la respuesta de frecuencia Uno de los problemas que presentan con muchos acelerómetros de baja frecuencia es debido a las fluctuaciones térmicas transitorias puede afectar de manera adversa su desempeño a baja frecuencia (particular si ellos son acelerómetros en modo de compresión). Estas fluctuaciones térmicas transitorias representan pequeños cambios en la temperatura causados por el movimiento del aire, fuga de vapor y goteos de agua caliente. La mayoría de acelerómetros piezoelectricos responderán a un cambio de temperatura, generando una carga cuando la grandiente térmica sea impuesta sobre su elemento sensor.
Después que el tiempo ha transcurrido y el acelerómetro alcanza una temperatura uniforme, la carga desaparecerá. Por lo tanto, si la temperatura alrededor del acelerómetro esta cambiando continuamente, puede generar un señal distorsionada. Considerando que muchos de los acelerómetros, de baja frecuencia en modo compresión estarían afectados por los problemas antes mencionados, este tipo de acelerómetros no seria una buena opcion para aplicaciones de baja frecuencia.
d. Tiempo requerido para tomar mediciones de baja frecuencia Desafortunadamente, cuando las mediciones de baja frecuencia son requeridas, estas necesitaran bastante tiempo para la medición. El tiempo total requerido para estas mediciones es una función del tiempo requerido para capturar el bloque de datos (vea Ecuación 7). Adicionalmente debera considerarse el tiempo requerido para que el transductor y sistema de recolector de datos se estabilicen y el tiempo necesario para procesar la señal como FFT. Recuerde que con acelerómetros de baja frecuencia, generalmente manejan una constante de tiempo de descarga en el orden de 20 segundos.
t MAX =
(60 )(SAMPLE
SIZE )
2.56 × Freq. Span
=
(60 )(# FFT Lines ) Freq. Span
ECUACION 7
Donde: Tmax
=
Tamaño de muestra =
Periodo de nuestro total requerido PARA capturar un bloque de datos Número de Conversiones Analógicas a Digitales a ser capturadas en el bloque de tiempo y para ser usadas para construir la forma de onda de tiempo (muestras son a menudo ajustadas a 1024 muestras para unas 400 líneas FFT, 2048 muestras para unas 800 líneas FFT, etc)
# Líneas FFT =
Número de Líneas FFT.
Rango de Frecuencia =
Rango de frecuencia (CPM) Se extiende desde Fmin a Fmax.
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Por lo tanto, cuando menor sea el rango de frecuencia, mas tiempo este se requerirá para capturar los datos. Así, si uno fuese a capturar un espectro de 400 líneas FFT, 2 promedios y una rango de frecuencia desde 0 a 1500 CPM (25 Hz), requeriría 32 segundos solo para capturar el bloque de tiempo (no incluye lo referente al transductor e instrumento). Si por ejemplo el rango de frecuencia se incrementa desde 1500 hasta 150,000 CPM (2500 Hz) números de líneas FFT y promedios. Por lo tanto, usar un colector de datos con un rango de frecuencia de 30,000 a300.000 CPM, puede requerir solo de 10 a 15 segundos por punto. Sin embargo, se requerirá a menudo desde 60 a 180 segundos por punto en maquinas de baja velocidad (incluyendo el tiempo de estabilización)
Sin embargo, si usamos el “procesamiento de traslape” podremos disminuir el tiempo requerido para tomar la medición (como ha sido previamente discutido anteriormente). Durante este proceso, en lugar que el procesador FFT del analizador gaste mucho tiempo al sumar un bloque de tiempo completo con otros bloques adicionales estos se traslapan “superpone” porcentualmente, lo cual permitir reducir notablemente el tiempo. El síntesis, un registro de tiempo de longitud completa es inicialmente capturado y luego las porciones de nuevos registros de tiempo son almacenados y añadidos a porciones de los datos viejos (Traslapados).
Para la mayoría de mediciones que ocurren durante los estudios de vibración en mantenimiento predictivo, el procesamiento de traslape puede ser usado con un buen grado de confianza. Por lo tanto, esto puede ser bastante practico para mediciones de baja frecuencia que de lo contrario requerirían largos periodos de tiempo.
e.
Colocación del transductor en la zona de carga Muchas máquinas de baja velocidad tiene tamaños de eje que van desde las 4 a 20 pulgadas de diámetro y son a menudo bastante grandes. Si la máquina tiene una baja velocidad de operación del orden de 40 a 80 RPM, un defecto que se encuentre en el anillo interior o exterior de un rodamiento, probablemente generará una energía insignificante. En realidad, varios defectos encontrados en rodamientos de estas maquinas han presentado amplitudes a dichas frecuencias de rodamiento de solo 0.003 a 0.005 pulg/seg. Por lo tanto, colocar el transductor tan cerca como sea posible a la zona de carga es fundamental. Existen experiencias, que han demostrado que si el transductor no es colocado en la zona de carga de grandes rodamientos de rodillos esféricos, pueden afectar la intensidad de la señal total hasta en un 100%.
f.
Problemas de Rango dinámico Dos cosas afectarán las mediciones de baja frecuencia, una es el ruido electrónico dentro de los instrumentos por si mismos, y la otra la presencia de frecuencias provenientes de otras fuentes que tiene
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un contenido de frecuencias mayores. Todos los acelerómetros tiene algún ruido interno incorporado, el cual tiende a incrementarse a bajas frecuencias, pero que es inevitable. Algo que ayuda al desempeño de los acelerómetros es el uso de sensibilidades de alto voltaje. Por ejemplo, un típico acelerómetro puede tener una sensitividad de solo 10 mV/g a 100 mV/g. A veces, la medición de picos de baja frecuencia se hace más difícil por la presencia de una vibración que se este ocurriendo en frecuencias mucho mayores, las cuales registran altas amplitudes. Si estos picos de alta frecuencia son de mucho mayor amplitud, consumirán mucho del rango dinámico del instrumento ya que el instrumento intentara simultáneamente hacer aparecer tanto el pico de alta amplitud, como también el pico de baja amplitud en baja frecuencia. De hecho, para una maquina critica, puede ser necesario proporcionar una filtro de paso bajo el cual efectivamente retirará los picos de alta frecuencia y de alta amplitud, permitiendo al instrumento usar su completo rango dinámico. Si no fuese posible hacerlo esto, problemas importantes tales como el desgaste del rodamiento podrían no ser detectados.
g.
Medición de Vibración RMS vs Pico La Figura 34 comprara las mediciones RMS con las denominadas pico y pico a pico. El problema con las ecuaciones y figuras es que todas ellas asumen un movimiento verdaderamente sinusoidal, la cual ocurre solo con algunos problemas de maquinas (tales como el desbalance puro). La diferencia real entre las lecturas pico verdadera y RMS verdadera ocurren cuando se presentan problemas tales como desgastes de rodamiento, un diente de engranaje desgastado / roto, cavitación, u otros problemas, las cuales pueden implicar que el impacto este presente (vea la Figura 29). En estos casos, la forma de onda de tiempo puede mostrar picos transitorios pronunciados los cuales tiendan a suavizar y posteriormente nuevamente se presenta el pico.
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Mediciones RMS tienden a promediar la “energía bajo la curva” mientras mediciones pico verdadera a pico a pico verdadera medirán la altura total recorrida. El especialista John Mitchell indica que: “el desplazamiento de un eje es detectado con un sensor de proximidad de no contacto, siempre es medido pico a pico, de manera que la amplitud de la vibración del eje pueda ser directamente comparada con limitaciones físicas, tales como las luces del cojinete uso. Sin embargo, el sistema de detección es influenciado por anomalías, tales como rayaduras e imperfecciones superficiales. La mayoría de estas anomalías serian promediadas si usáramos una medición RMS pero defectos tales como roce o excitaciones por impacto también serian perdidas y defectos de un rodamiento podrían no verse tan preciso. Por lo tanto, las mediciones pico a pico verdaderas son siempre usadas para sensar el desplazamiento de eje”.
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h. Problemas en el cableado del transductor
1.
Cables en sistemas de acelerómetros de modo de carga: Los sistemas en modo de carga requieren el uso de cables de bajo ruido entre el acelerómetro y el amplificador de carga (un acelerómetro en modo de carga genera carga electrostática de salida de alta impedancia la cual es expresada en unidades de PC/g (pico coulombio por unidad de gravedad). En estos casos si el cable es flexionado o doblado, puede generar una notable salida de carga electro estática que pueda ser de “mayor” amplitud que la señal que esta siendo generada por el acelerómetro. Entonces, desde que el amplificador de carga no pueda distinguir si el ruido proviene del acelerómetro o del cable, igualmente el ruido pasara al espectro. Este tipo de ruido es llamado “ruido tribo – eléctrico” y es generado por efectos friccionantes dentro de los cables debido a un movimiento entre el dialectrico y el blindaje. Además, el cableado del sistema en modo de carga debe ser mantenido “quirúrgicamente limpio”. La combinación de los cables reduce la resistencia, lo cual permite que la señal de carga desde el acelerómetro baje abruptamente, causando una perdida de la respuesta de baja frecuencia y excesivo consumo. Otro problema con sistema en modo de carga ser da con una resolución de sistemas de ruido. Cuando mas larga sea la longitud del cable entre el acelerómetro y el amplificador de carga, mayor será la carga capacitiva en el amplificador de carga, la cual es causada por la mayor longitud. Esto induce a una perdida parcial de señal como también del ruido.
2.
Cable en sistemas en modo de voltaje Probablemente una elección mucho mejor para las mediciones de mantenimiento predictivo general, son los sistemas en modo de voltaje cuya sensitividad estén en unidades de mV/g. La mayor diferencia entre un sistema en modo de carga y un sistema en modo de voltaje es que la conversión de carga a impedancia de voltaje se realiza dentro del acelerómetro por medio de un amplificador de circuito integrado, micro-electrónico. Todos los circuitos de alta impedancia van sellados dentro del acelerómetro. La potencia para operar el circuito integrado es suministrada desde una fuente de corriente constante simple que pueda estar localizada en el analizador (en realidad, la mayoría de todos los recolectores de datos tiene esta capacidad). La salida del acelerómetro de circuito eléctrico integrado (ICP) es una señal de voltaje de baja impedancia que opera como un circuito bifilar a través de cualquier cable coaxial. En otras palabras, una completa variedad de cables pueden ser usadas debido a la señal de voltaje de baja impedancia. Estos casos, la longitud de cable ya no es un factor real. La importancia de usar un instrumento portátil, es el hecho que no hay conexiones problemáticas de alta impedancia, que motiven preocupación acerca de ruido inducido por fricción dentro del cable.
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3.
Efecto EMI en cable (interferencia electromagnetico) Ciertos problemas pueden ocurrir, si los cables son operados en presencia de altos campos electromagnéticos,
los
cuales
puedan
hacer
al
sistema
susceptible
a
interferencia
electromagnéticas (EMI), EMI es cualquiera señal no deseada desde otra fuente eléctrica que sea añadida a la señal de salida de acelerómetro incluye captación RF desde transmisores de radios y fluctuaciones transitorias desde sistemas de ignición así también lo debido a pobre puesta a tierra o cerca de proximidad a líneas eléctricas o maquinaria de alta potencia. El analista debería usar cables complemente blindados.
4.
Cables defectuosos Finalmente, una de las cosas mas importantes que un analista debería de conocer es cuando tengan un cable malo. Rutas completas han sido operadas y datos retransmitidos dentro de la computadora, con todos los datos capturados con un cable defectuoso. Por supuesto los datos son inútiles y pueden corromper una base de datos PMP. Este es una razón de porque es importante permitir al analista ver el espectro mientras él este en el campo de manera que pueda detectar y corregir tales problemas de cable. La Figura 35 es un ejemplo de un espectro captado con un cable malo. Note que no tiene información útil, es solo ruido, particularmente en el extremo de baja frecuencia del espectro. Es importante reconocer que no hay nada de información en este espectro, que presente frecuencias a 1 x RPM, 2 xRPM, etc. Los cables muy a menudo fallaran cerca de sus conectores y tendrán con fatiga debido a flexión del cable cerca de estos conectores.
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CAPITULO VIII
TECNICAS E INSTRUMENTAL REQUERIDOS EN EL ANALISIS VIBRACIONAL DE MAQUINAS DE ALTA VELOCIDAD
8.1.
INTRODUCCION
Este documento cubrirá como el análisis vibracional de alta frecuencia debería ser desempeñado incluyendo que tipos de analizador, transductores, especificaciones de instrumentos y qué técnica de montaje de transductor debería ser empleada. También cubrirá técnicas especiales de diagnóstico para análisis de alta frecuencia, la cual distingue la detección de problemas en las fuentes que generan estas altas frecuencias de aquellas que producen las mayores frecuencias nominales en la región de 20 a 2000HZ (1200-120.000 CPM).
Principalmente a través de todo este documento, el término “alta frecuencia”, se referirá a máquinas que tienen frecuencias de vibración mayores o iguales a 10.000 Hz (600.000 CPM). Algunas de estas máquinas no exactamente tienen altas velocidades de operación, sino que contienen componentes dentro de ellas, las cuales generan estas altas frecuencias ( cajas de engranajes por ejemplo).
Las máquinas que generan la vibración de alta frecuencia incluyen ejemplos tales como aquellos mostrados en las figuras 1 a 3.
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La Figura 1 muestra una Ingersoll-Rand Centac, la cual tiene un número de fuente que generan frecuencias o armónicas aún mucho mayores que 10.000 Hz, algunas de las cuales son elaboradas en la Tabla I. Esto incluye la frecuencia de engrane fundamental (GMF) del conjunto de engranaje mostrado en el Figura 1, la cual está sobre los 20,500 Hz un GMF fundamental de casi 500,000 CPM (8330 Hz).
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Recuerde que la teoría de desgaste de engranaje delineada en la carta de Diagnóstico de Vibración manda que uno debe medir al menos hasta 3.25X la frecuencia de engranaje del engranaje, para detectar desgaste de engranaje y problemas de desalineamiento de engranaje. Por lo tanto, esto requeriría mediciones en los enfriadores de la Figura 2; al menos hasta 25.000 Hz (1,500,000 CPM) y hasta aproximadamente 61.500 Hz ( 3,690,000 CPM) en las Centacs.
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Luego, la velocidad de husillo en la máquina herramienta mostrada en la Figura 3 es aproximadamente 100,000 RPM. Espectros tomados en ella han revelado fuentes de vibración producidas hasta aproximadamente 17.000 Hz (1,020,000 CPM).
Naturalmente, el intentar realizar análisis a altas frecuencias impone tremendas demandas sobre los sistemas del transductor y del instrumento incluyendo cualquier sistema de muy avanzada tecnología disponible en la actualidad, satisfacer el requerimiento de estos análisis en este rango de frecuencias es muy abrumador ya que hay que asegurar que los resultados sean confiables, precisos y repetibles, son aún mayor.
Las siguientes secciones elaboran algunos de los métodos requeridos para satisfacer estas constantes demandas y como esta tecnología puede ser empleada en problemas reales de máquinas de la vida real.
8.2.
PARAMETROS OPTIMOS PARA MEDICIONES DE VIBRACION EN ALTA FRECUENCIA.
La Figura 4 compara contornos de igual severidad para cada uno de los tres parámetros de vibracióndesplazamiento, velocidad y aceleración. Esto demuestra que la velocidad puede ser la mejor señal en general de condición de maquinaria por debajo de aproximadamente 2000 Hz (120,000 CPM), aceleración es la mejor usada sobre cualesquier tipo de mediciones por encima de 10.000 Hz (600,000 CPM). Esto es debido a que la velocidad simplemente pierde sensitividad para captar problemas genuinos en estas regiones de lata frecuencia. La pérdida de sensitividad es explicada por la ecuación del lado inferior izquierdo de la Figura 4 donde la velocidad (v) es calculada desde la aceleración conocida (A) y la frecuencia (F).
V
=
3690 A
ECUACION 1
F
Donde:
V =
Velocidad Pico (Pulg/seg.)
A=
Aceleración pico (g)
F=
Frecuencia (CPM)
Por ejemplo, asuma que una máquina está sometida a una alta aceleración de 30 g a una frecuencia de 20,000 Hz (1,200,000 CPM). Usando la Ecuación 1, esta correspondería a una velocidad equivalente de solo:
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V
=
3690 A F
=
(3690) (30) 1,200,000
V = 0.92 PULG./SEG. Equivalente a 30 g a 20.000 Hz
(La velocidad no “registra la severidad de problema a tales altas frecuencias”).
Además, espectros de velocidad pueden aun “perder” picos potencialmente importantes en estas regiones de mayor frecuencias, donde la aceleración se observa fácilmente. Por ejemplo, compare los espectros de aceleración y velocidad mostrados en la Figura 5. El espectro de aceleración desplegaba varios picos entre aproximadamente 300.000 y 420.000 CPM (5000-7000 Hz) aproximadamente. En este caso el espectro de velocidad se perdió totalmente por lo que la aceleración debe ser usada encima de aproximadamente 3000 Hz (180,000 CPM) para evaluar severidad del problema.
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8.3.
REQUERIMIENTOS DE INSTRUMENTOS PARA ANALISIS DE VIBRACION EN ALTA
FRECUENCIA.
A continuación se presentan las mínimas especificaciones recomendadas en instrumentos destinados a tomar mediciones de vibración de alta frecuencia con fuentes de vibración que generan frecuencias a 10.000 Hz (600,000 CPM) o más:
a) Capacidad de máxima frecuencia: 80,000 Hz (mínima) (4.800.000 CPM) b) Mínima rate de tiempo real = 10.000 Hz (600,000 CPM) c)
Mínima Gama Dinámica = 72 dB
d) Mínimo A/D Bits = 12 Bit e)
Mínima Precisión de Fases = + 2.0°
f)
Mínima Impedancia de Entrada = 1.0 Megaohmnios ( + 10%)
g) Mínima Capacidad de 200m = factor de 32x h) Rate de (RPM RAMP) para seguimiento computarizado de seguimiento = 500 RPM / seg. mínimo i)
Mínimo numero de ventanas: Hanning, Flat top y uniform
j)
Pantalla: Capaz de desplegar al menos 50 espectros en cascada sobre la pantalla
k) Funciones de marcador: Habilitada para invocar marcadores de armónica, marcadores de bandas de poder, marcadores de banda lateral y marcadores de cascada.
COMENTARIOS SOBRE ESPECIFICACIONES ANTES DE SER SELECCIONADAS:
a. Frecuencia Máxima: Desde que muchas de las máquinas de alta velocidad tendrá frecuencias forzantes fundamentales de 10.000 Hz o más, el analizador debe ser capaz de medir por encima de los 80.000 Hz y aun mejor 100,000 Hz (6.000.000 CPM). Por ejemplo, esto puede incluir varias armónicas de la frecuencia de engrane o frecuencias de defectos de rodamiento en un eje de alta velocidad.
b. Mínima capacidad en Tiempo Real: Este analizador tendrá que ser una unidad de alta velocidad capaz de hacer mediciones de muy alta frecuencia con un refresco de pantalla de alta velocidad, de manera que fuentes de frecuencia que oscilen rápidamente puedan fácilmente ser detectados (recuerde la definición de velocidad de tiempo real “un instrumento en tiempo real puede operar sin perder datos. Seleccionando un rango de frecuencias de análisis mayor que la capacidad en tiempo real, causará una perdida de datos o creará vacíos de señal no procesada. Seleccionando un rango de frecuencia de análisis menor que la capacidad de tiempo real puede permitir que procese los datos traslapados (OVERLAP). El rango de frecuencia en tiempo real, puede ser calculada dividiendo el numero de líneas de resolución en el
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despliegue de espectro entre la capacidad de tiempo en segundos requerido para procesar y desplegar el espectro”
En un analizador de tiempo real se requiere al menos una capacidad de 10.000 Hz.
c.
C & D Rango Dinámico Mínimo de 72dB y 12 Bit A/D El rango dinámico es muy importante (es determinado por el número de bit A/D). Por ejemplo, solo con un rango dinámico de 40 a 46 dB (8 bit A/D), uno puede perder falcilmente la totalidad de datos importantes tales como la presencia de frecuencias de defectos de rodamiento junto con una alta amplitud 1 X RPM de vibracion por desbalance.
Cuando se hagan mediciones en alta frecuencia (sobre los 10,000 Hz) este
requerimiento es aun mas imperativo.
d. Precision de Fase de + 2° Si el instrumento tienen errores de fase mucho mayores que este valor, afectará el diagnóstico en aplicaciones tales como balanceo dinámico análisis de fase de diagnóstico y análisis modal.
e. Impedencia Mínima de Entrada de 1.0 Megaohmio:
Esto permitirá al instrumento tener un sólido
rendimiento, tanto a frecuencias muy bajas, como a frecuencias muy altas.
f.
Capacidad Mínima de Zoom de 32x El Zoom es importante para (1) determinar la frecuencia exacta (tan cerca como sea posible) a la frecuencia verdadera; y (2) para ver si lo que “parece” ser una frecuencia en un espectro de banda ancha es realmente dos o más frecuencias combinadas.
8.4
TIPO DE TRANSDUCTORES NECESARIOS PARA MEDICIONES DE ALTA FRECUENCIA
Ya se comentó por qué es un monitoreo de condición, las mediciones de aceleración en alta frecuencia es necesaria. Además, se indicó la aplicación de mediciones de frecuencias ultrasónicas (HFD, Spike Energy o Pulsor de Choque). Considerando que no es verdad que cualquier acelerómetro estándar, conectado a un analizador tomará mediciones de alta frecuencia; sin embargo, la selección del acelerómetro ya a depender de nuestras necesidades de medición (frecuencia) y las características del acelerómetro, teniendo en cuenta donde debe ser empleado y cuáles son sus especificaciones mínimas.
Probablemente la especificación más importante será la frecuencia natural de montaje del acelerómetro. Para mediciones por encima de 10.000 Hz (600.000 CPM), su mínima frecuencia natural de montaje debe ser aproximadamente 90.000 Hz. (5,400,000 CPM), además, otras pruebas han mostrado que esta debería ser un acelerómetro de baja impedancia, el cual no esté sujeto a ruido inducido en el cable de baja frecuencia. El uso de acelerómetros de baja impedancia ayudan a eliminar este problema.
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Lo preferible es que la impedancia de salida del acelerómetro deba estar por debajo de 500 ohmios. Además, si un amplificador de carga es usado para energizar el acelerómetro, el cable entre el acelerómetro y amplificador de carga debe ser mantenido tan corto como sea posible (preferiblemente solo a 3 a 6 pies).
Además asegúrese de recibir la curva de calibración de su acelerómetro hasta por lo menos 50.000 Hz (preferiblemente hasta 100.000 Hz o 6.000.000 CPM). Una curva de calibración de hasta 100.000 Hz es mostrada en la Figura 6.
Otra recomendación es que usted reciba del vendedor una curva de respuesta de frecuencia para el mismo acelerómetro cuando esté montado sobre un magneto. Sin embargo, en ningún caso debería el magneto ser conectado al acelerómetro para mediciones superiores a los 10.000 Hz (600.000 CPM).
Muchas veces es desconocido por los analistas, los problemas que se pueden generar cuando se desconoce la frecuencia natural de un acelerómetro para un montaje específico. Por lo tanto, es muy importante preguntar al fabricante las diferentes frecuencias naturales de un acelerómetro para cada tipo de montaje y su rango útil de aplicación de frecuencia. Podemos tener frecuencias naturales como por ejemplo de 900,000 CPM, sin embargo su rango de aplicación puede reducirse ostensiblemente por el montaje del acelerómetro.
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8.5. EFECTO DEL MONTAJE DEL ACELEROMETRO SOBRE SU RESPUESTA FRECUENCIAL
Probablemente la fuente de error más grande es hacer mediciones de alta frecuencia sin que el analista preste atención al tipo/montaje del acelerómetro. De obviar este detalle, los datos resultantes pueden sufrir un error bastante significante. En mediciones de monitoreo de condición, la mayoría de los datos se maneja en rangos de frecuencia de 60.000 a 120.000 CPM, por lo que normalmente no habría errores, pero si se manejan frecuencias mayores, si existen posibilidades de error.
a. Montaje Roscado REQUERIDO
Se debe montar un perno para instalar el acelerómetro en cada ubicación donde las mediciones estén por encima de 10.000 Hz. De manera óptima, se taladrará y roscará sobre el alojamiento de la máquina, e instalará un perno con al menos 3 a 4 hilos sobresalientes. Si uno no puede taladrar en la superficie de la máquina, la segunda mejor opción es adherir un disco de alrededor de 0,375 pulg. De espesor al alojamiento, usando una
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delgada capa de pegamento epóxico de alta resistencia ( una capa muy gruesa reducirá la respuesta plana de alta frecuencia) los adhesivos recomendados incluyen cemento de metal clanoacrilato de rápido secado. Hottinger x 60, Loctite o equivalente.
b. Grasa o Cera de Silicona entre el acelerómetro y la superficie de montaje.
El siguiente paso es aplicar una capa delgada de grasa silicona o cera de abeja sobre todo si se trata de una superficie no lisa, así aumentar el rango de frecuencia. Este artificio puede incrementar el rango de frecuencia en unos 2000 Hz adicionales.
c. Conexión Temporal del acelerómetro directamente a máquina (si el montaje con perno no es conveniente o no está permitido).
Si no es posible montar el acelerómetro ya sea sobre un perno roscado dentro de la máquina o sobre un perno sobresaliente o sobre un disco adherido a la máquina, uno puede aplicar una delgada capa de adhesivo a la base del acelerómetro y conectarla directamente a la máquina.
La figura 7 muestra una máquina tomada de un estudio desempeñado por Cruel Kjaer (B&K), donde se muestra que este montaje directo con adhesivo puede proporcionar una respuesta de frecuencia adecuada. En este caso, un acelerómetro estándar tiene una respuesta plana hasta 10.000 Hz (600.000 CPM), cuando es montado con perno.
Si a partir de la Figura 7 vamos de un montaje con perno (Tipo 1) a un montaje con adhesivo (Tipo 4) observamos que solo disminuyó la frecuencia natural del montaje de 28.000 Hz a 26.000 Hz y la máxima frecuencia utilizable desde 10.000 Hz a 9000 Hz
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En esencia, estas son las opciones para montar el acelerómetro para mediciones de alta frecuencia. No se recomienda encima de los 10.000 Hz, usar un montaje de acelerómetro con magneto, con un conector de seguro rápido y peor aún si el acelerómetro se usa con onda (extensión).
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Un detallado estudio de CSI sobre montaje de transductores, observó cada tipo de montaje y su efecto resultante sobre su respuesta de frecuencia. Algunos de los resultados de este excelente estudio se muestra en la Tabla II. Aquí ellos mismos evaluaron un acelerómetro (Wilcoxon 726T) con casi la misa respuesta de frecuencia como en el estudio B&K. En este caso, la máxima frecuencia aceptable para el acelerómetro Wilcoxon 726T cayó desde alrededor de 16.2000 Hz cuando estaba montado con perno asta 10.975 Hz cuando estaba montado sobre un disco de acero de 3/5 de pulgada adherido por metal ciano acrílico, loctite, para luego disminuir ligeramente a 9000 Hz (adhesivo Hottinger). Este estudio indico que el loctite black max era mas fácil de aplicar.
“El loctite es bueno para superficies planas y lisas, sin embargo el Hottinger se comporta mejor en superficies curvas”.
La Tabla II ilustra porque el acelerómetro debe ser montado con perno o adhesivo para mediciones de alta frecuencia, basado en os resultados del estudio. Debe indicarse que algún acelerómetro instalado con un magneto, no proporciona datos de respuesta plana más allá de aproximadamente 7500 Hz. (450.000 CPM), tampoco ningún dato de amplitud significativa más allá de aproximadamente 10.000 Hz (600.000 CPM), aún usando un magneto de tierra rara sobre una superficie plana, limpia.
Otros comentarios que podrían hacerse sobre el estudio CSI son resumidos en la Tabla II:
1.
Aunque los montajes de seguro rápido por lo general mejoran la ejecución del programa de monitoreo de condición. Ellos no garantizan ediciones exactas sobre los 10,000 Hz (600,000 CPM) y con seguridad no mayores a los 450.000 CPM.
2.
Ocasionalmente se encontrará un voltaje eléctrico pasando a través de la estructura de la máquina que uno este evaluado, motivado nieles excesivos a la frecuencia de línea (60 Hz) y múltiplos, así es que el transductor no este eléctricamente aislado. Para superar esto, se puede montar una arandela aislante entre el transductor y la superficie. La figura 9 muestra que aquel material de arandela aislante que se elija pueda afectar su respuesta de frecuencia. La bakelita seria la mejor opción.
3.
Todos saben que si un acelerómetro no esta firmemente montado y se deja que oscile, puede drásticamente socavar su respuesta de frecuencia. Esto es probado en la Figura 10 la cual muestra que la frecuencia natural montada para este acelerómetro cayó desde casi 9000 Hz. a solo 4000 Hz. cuando se permitió que oscilase sobre virutas de metal apiladas a un lado.
4.
Finalmente, la figura 11 muestra un hecho muy interesante concerniente a la cantidad de presión que uno ponga sobre una de las sondas manuales populares (CSI 310 equipados con una conexión roscada de 0.25 pulgadas). En este caso, la Figura 11 y Tabla 11 (ítems 11 y 12) muestra que la máxima frecuencia aceptable cayó desde 605 Hz para presión “pesada” hasta 395 Hz para presión liviana (23.700 CPM)
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8.6 MEDICIONES ULTRASONICAS
Los instrumentos ultrasónicos son diseñados para medir niveles de energía en la gama de frecuencia aproximada de 25.000 Hz a 100.000 Hz (1.500.000 – 6.000.000 CPM). Esto incluyen “Energía Pico Transitoria” e impuso de choque. Cada uno de estos parámetros fueron desarrollados en la década del setenta y son diseñados para responder de manera mecánica y eléctrica a fuentes de problemas de alta frecuencia resonante de su transductor montado. En el caso de energía pico transitoria, uno de los acelerómetros mas comunes ahora en uso (RD 970) tiene una frecuencia natural montada de alrededor de 30.000 Hz. De manera similar la masa de referencia dentro del transductor de impulso de choque es diseñada para responder en frecuencia resonante de aproximadamente 32.000 Hz.
Cada una de estas tecnologías ha probado ser valiosa y capaz de actuar como herramientas efectivas al captar etapas iniciales de desgaste de rodamiento si el usuario sigue las reglas de medición de manera estricta.(Estas son cubiertas en un artículo del Instituto de Vibración titulado” El uso de Energía Pico Transitoria para análisis de Falla y monitoreo de condición de maquina” escrito por Joseph M. Shea y James K. Taylor de IRD) Cuando los rodamientos recién empiezan a desgastarse, ellos comienzan a excitar frecuencias naturales de sus componentes en si mismos elementos rodantes, anillos de rodamientos y caja). Una serie de su frecuencias naturales esta concentrada dentro de la gama de 500 a 2000 Hz (30.000 a 120.000 CPM), otra serie es encontrada dentro de gamas de frecuencia ultrasónica que puede ser detectada con los transductores SP y de SPIKE ENERGY. Por lo tanto, cuando el desgaste es incipiente, los componentes de rodamiento comienzan a impactar excitando estas frecuencias naturales las cuales asimismo excitan al transductor SPM y/o al transductor de energía pico transitoria. Los mecanismos de defecto básico que generan respuesta ultrasónica incluyen:
a.
Macrodesconchado y fisuras desde fatiga y sobrefatiga causadas por efecto Brinnell, falso efecto Brinnell, desalineamiento, sobrecarga, sellado incorrecto y ajustes inapropiados.
b.
Rugosidad superficial debido a la falta de suficiente lubricación.
c.
Indentaciones superficiales motivada por contaminantes abrasivos o micropicaduras causada por pase de la corriente eléctrica a través del rodamiento.
En el caso de energía pico transitoria, los acelerómetro que han sido diseñados tienen frecuencias naturales montadas del orden de 30.000 Hz (1.800.000 CPM) en gama ultrasónica. Los impulsos agudos y excitación ultrasónica aleatoria de banda ancha desde los rodamientos, excitará la frecuencia natural del acelerómetro ya sea si el acelerómetro esta montado con perno, montado con magneto o montado con sonda (obviamente, el montaje con perno de las más altas magnitudes de energía pico transitoria y resultados más repetibles).
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Pero los tres montajes proporcionan mediciones de energía pico transitoria. Esto es algo sorprendente cuando uno recuerda lo que ocurre a resultados de calidad de medición de vibración cuando una vaya desde montaje con pernos a montaje con magneto o con sonda. Sin embargo, como los daos empíricos han sido capturados en rodamientos, mostrando que su serie de frecuencias naturales ultrasónicas muestra poco cambio ya sea en su condición libre – libre o con los rodamientos montados en la máquina, lo mismo parece ser verdad, en el caso de energía pico transitoria. Energía pico transitoria (SPIKE ENERGY) es generada cuando las frecuencias ultrasónicas de entrada exciten la frecuencia natural del acelerómetro lo cal motiva una respuesta de tensión eléctrica, la cual es luego acondicionada y filtrada, convirtiendo el producto final en lo que puede ser llamado “energía de impacto” la cual es proporcional a la velocidad de impacto de entrada.
Estos impulsos actúan a altas frecuencias y se propagan rápidamente a través de la estructura. En el caso de rodamientos, estos impulsos de energía de onda elástica viajan a través del rodamiento y de la estructura circundante a velocidades aproximadamente 16.000 pies/seg la cual es la velocidad de la sondas (elásticas) de sonido en acero. Desafortunadamente, cuando estas ondas de impacto encuentren una zona de interacción de dos materiales o componentes, ellas pierden mucha de su energía. Esta zona de interacción puede ser una región entre una parte de maquina y otra a la cual esta parte esta sujeta (unión/ensamble).
Cuando estas ondas ultrasónicas encuentren una zona de interacción, algo de la energía es trasmitida y ago es reflejada hacia la fuente. La cantidad de energía reflejada depende de una número de factores: la agudeza del impulso, la diferencia en metales en la zona de interacción, tipo de ensamble / junta, etc. En general, se ha estimado que típicamente aproximadamente el 60% al 80% de la energía es reflejada en cada zona de interacción. Por lo tato, esto explica porque es tan importante mantener el transductor ultrasónico de medición tan cerca como sea posible al rodamiento. Mientras esta pérdida de energía puede ser considerada como una debilidad, también tiene una ventaja. Por ejemplo, cuando un rodamiento comience a fallar, mucha de su vibración no solo existirá dentro de este rodamiento, sino que transmitirá otras estructuras y rodamientos. De otro lado, la energía ultrasónica es mucho más localizada, haciéndole más fácil aislar al rodamiento específico que tiene el problema.
Aquí, lo importante es indicar que no solo la energía pico e impulso de choque responder a desgaste de rodamiento, sino también responden a cada uno de los siguientes: • Desgaste de rodamiento (como se planteó antes) • Lubricación de rodamiento • Cavitación • Ruido de engranaje • Rozamiento del rotor • Chillido de correa/banda • Rozamiento de polea contra una guarda
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Ya que ella responde a todos estos problemas, esto hace a las mediciones ultrasónicas de uso aun mayor. En algunos casos, eso puede ser confuso, s el problema se esta irradiando desde un rodamiento a otras muchas fuetes listadas antes. Sin embargo, si uno recuerda que la energía ultrasónica se disipa rápidamente (es muy localizada). Esto puede ayudarle a diagnosticar cual de los varios problemas pueda existir. Por ejemplo, en el caso de una bomba, si la energía pico transitoria es alta en ambos rodamientos de la bomba, es muy probable que la bomba pueda estar experimentando cavitación o un rozamiento de sello. Si el operador asimismo registra que el oye algo como un sonido de grava, este puede ser un fuerte caso de cavitación. De otro lado, si sobre la misma bomba, la energía pico transitoria fuese alta solo sobre uno de los dos rodamientos, esto sugeriría posible desgaste o problemas de lubricación con ese rodamiento.
Finalmente, también es importante indicar que mediciones ultrasónicas no responden a
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Desbalance
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Desalineamiento
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Eje doblado
•
Problemas eléctricos
•
Rotores excéntricos
•
Resonancia
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Aflojamiento / debilidad estructural
•
Problemas de vibración por golpe
La razón es que ni impulso de choque, ni energía pico transitoria respondan a los problemas anteriores es que ellos generan vibración de menos frecuencia la cual es intencionalmente filtrada en el diseño de sus dispositivos electrónicos (tampoco SPM ni energía pico transitoria son sensitivas a problemas que generan frecuencias por debajo de 5000 Hz (300.000 CPM). Aun, ellos son muy útiles al captar otros problemas tales como problemas de rodamiento, lubricación, cavitación y rozamiento.
Cada una de estas tecnologías tiene algunas desventajas. En el caso de impulso de choque, el diámetro interior de rodamiento y RPM (tipo y número de rodamiento) deben ser conocidos con el fin de tomar su línea de base de referencia (sino, los resultados son imprecisos). Esta es un desventaja en muchas maquinas, cuyos números de rodamiento de impulso de choque usualmente solo hace mediaciones ultrasónicas, un segundo instrumento es requerido para obtener lecturas de vibración (particularmente espectros de vibración filtrados los cuales detectarán los problemas de menor frecuencia, además ya que el instrumento de impulso de choque todavía no esta incluido dentro de alguna de las mayores ofertas de software de mantenimiento predictivo, sus lecturas tiene que ser manualmente ingresadas dentro de estos programas si uno quiere tanto almacenar y determinar tendencia de estas mediciones en su software PMP permitiéndole directamente comparar mediciones de
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vibración y de impulso de choque en un gráfico de tendencia. (Sin embargo, SMP ahora ofrece su propio software para determinar la tendencia de lecturas de impulso de choque).
Otro desarrollo interesante el cual ha ocurrido en los últimos años es que un analista puede ahora adquirir un espectro de energía pico transitoria para revelar porque las amplitudes se has incrementado y cual ha sido la causa. Esta capacidad es similar a la ofrecida por otros vendedores de monitoreo de condición, incluyendo CSI (Desmodulación de amplitud), Entek IRD (ESP), monitoreo de condición SKF (envolvente de aceleración así también como espectros SEE), etc.
Las ventajas tanto para lecturas de impulso de choque y energía pico transitoria recaen en el hecho que ellas mandan que uno siempre tome decisiones en puntos idénticos desde un estudio al siguiente (no hacerlo así causara que las tendencias varias ampliamente).
Esto mejorara la precisión, confiabilidad y respetabilidad de los datos desde un estudio al siguiente. Además, si las lecturas son tomadas con sondas manuales en lugar de las montadas con magneto o con perno, simplemente un cambio en fuerza sobre el transductor oír el operador puede subir o bajar en la siguiente lectura.
En ambos casos, si las lecturas pueden ser tomadas desde ubicaciones montadas con pernos, las tendencias pueden ser claramente repetibles usando montajes con magneto (particularmente si un magneto de gran fuerza es montado sobre una superficie uniforme) aunque no son de la misma de aquellos de montajes con perro.
En cualquier caso, las mediciones ultrasónicas son recomendadas en maquinas de alta velocidad o maquina de meno velocidad teniendo fuentes de vibración de alta frecuencia. Ellas pueden captar muchos problemas que de lo contrario no podrán ser notadas, particularmente durante etapas incipientes, pero algunas veces, aun en etapas mas avanzadas. En el caso de rodamientos, cada una de estas herramientas captará problemas durante la primero de cuatro etapas definibles de degradación. Finalmente, cartas de severidad significativas vienen siendo desarrolladas para cada uno de estos parámetros ultrasónicos. Las figuras 12 y 13 son incluídas como cartas de severidad de ejemplo para energía pico transitoria e impulso de choque, respectivamente.
ACELERACION DE ALTA FRECUENCIA (HFD)
Algunos vendedores han ofrecido mediciones de aceleración de lata frecuencia en adición a la vibración como parte de su hardware de mantenimiento predictivo y sistemas de software, a pesar que esto es similar a las mediciones ultrasónicas mencionadas antes, realmente es una medición totalmente diferente. En realidad, como el nombre lo implica, esta es una medición de aceleración de frecuencias de corte menor y mayo. Mas a menudo, esta medición de alta frecuencia es referida como “HFD” y es comercializada por varios de los mayores vendedores de sistemas de mantenimiento predictivo.
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FIGURA 13 CARTA DE TOLERANCIA DE ALTA FRECUENCIA Y DE VIBRACION DIAGNOSTICO DE MANTENIMIENTO PARA MAQUINARIA DE PROCESO CON RODAMIENTOS DE ELEMENTO RODANTE
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La diferencia de las mediciones de HFD, de aquellas de impulso de choque SPIKE ENERGY (energía pico transitoria +es que la HFD generalmente no ha sido una medición ultrasónica, pero si una medición de aceleración con filtros pasa una banda. Al principio, HDF fue filtrado en una banda comprendida entre 500 Hz y 20.000 Hz (300.000 – 1.200.000 EPM). En tiempo reciente, alguno de los fabricantes ha permitido al usuario especificar sus propias frecuencias (interior y superior). En estos casos, es sabido que algunos usuarios han especificado su propia frecuencia, por ejemplo tan baja como 100 Hz hasta 5000 Hz y su frecuencia de corte mayor entre los 2000 Hz hasta los 20.000 Hz “Microlog HFD” Proporciona una gama de frecuencia entre los 5000 Hz a 60.000 Hz.
ANALISIS ESPECTRAL DE ENVOLVENTE DE ALTA FRECUENCIA Y DE FORMA DE ONDA
La evaluación con análisis espectral de envolvente de alta frecuencia y de forma de onda, es ahora ofrecida por muchos vendedores. En síntesis, esta es una ponderosa herramienta usada para identificar que fuente (1) han causado generación de energía de alta frecuencia. Fallas con rodamientos, engranajes y lubricación pueden ser confirmadas con esta herramienta. Esto es, si los problemas se desarrollan con estos componentes, esta técnica puede ser empleada para confirmar la falla, examinando la frecuencia a las cuales aparecen en los espectros de envolvente de alta frecuencia y formas de onda. Así, si el nivel general de energía pico transitoria, impulso de
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choque o tendencias HFD se eleva, esta herramienta puede ser usada para determinar si el incremento es debido a problemas de rodamiento, engranaje o lubricación.
8.7. CONFIABILIDAD, PRECISION Y REPETIBILIDAD EN LA ADQUISICION DE DATOS DE ALTA FRECUECNIA
Aun teniendo en la selección del analizador, transductor y montaje del transductor, ¿Puede una persona aun obtener datos significativos repetibles a frecuencias mayores de 10.000 Hz? La respuesta es “Si o No”.
Para utilizar este punto, consideremos un ejemplo real que implique mediocres de vibración de muy alta frecuencia. LA figura 14 muestra un compresor de aire centrífugo Ingersoll Rand Centoc modelo C-21.
Note que este está ensamblado con un gran engranaje principal que engrana con cada uno de cuatro piñones, los cuales accionan rotores de alta velocidad. En un modelo C-21, las velocidades de operación del piñón van desde alrededor de 29,320 RPM (488.7 Hz) en la primera etapa hasta 49,270 RPM (821.1 Hz) en la cuarta etapa. La figura 15 muestra una vista de sección de uno de estos rotores de alta velocidad . Note su piñón, rodamientos simples, rodamiento de empuje, sellos con anillo de carbono e impulsor. También note la sonda de vibración la cual es una sonda de proximidad
montada aproximadamente 40 a 60 minipulgadas del eje
impulsor. En estas máquinas, estas sondas de proximidad van orientadas verticalmente y sensan el desplazamiento del eje.
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Mientras la sonda de vibración proporciona un buen grado de protección, esta no puede sensar problemas de desgaste de engranaje debido a la frecuencia de engrane es muy alta. Note que la tabla 1 ha sido repetida para el lector en esta sección. Nótese que la frecuencia de engrane fundamental (GMF) es igual a 20,528 Hz (1,231,680 CPM) en esta máquina, la cual está equipada con un engranaje principal de 344 dientes girando a alrededor de 3580 RPM.
Uno de los problemas con estas máquinas es que el desgaste del engranaje es más fácilmente detectado no en la frecuencia de engrane fundamental, sino a 2x y algunas veces aún 3x frecuencia de engrane. La figura 16 muestra algunas de las posiciones donde las mediciones son tomadas en estas máquinas.
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Desde 1981, Technical Associates inició un proyecto para determinar qué sistema de instrumentos debería ser empleado en Esta máquinas, sino donde exactamente tales mediciones deberían ser tomadas con el
fin de captar los
problemas de alta frecuencia asociados con esta familia de maquinas C-21 (2100 CFM) hasta maquinas C-55 (5500 CFM)
Por lo expuesto, un número de fabricantes de acelerómetros fueron contactados y se les explico los rigurosos requerimientos de mediciones que debían ser considerados. En respuesta, cada uno de ellos enviaron sus mejores acelerómetros de alta frecuencia y sistemas de acondicionamiento de señal (incluyendo algunos prototipos experimentales). Un total de 7 estos sistemas fueron evaluados, junto con un numero de esquemas de montaje del acelerómetro. Además un numero de ubicaciones de medición fueron evaluadas, a fin de definir cuales eran las mas optimas.
Esta serie de pruebas se extendieron durante un periodo de aprox. 9 meses. Se encontró que probablemente las posiciones de mediciones mas significativas en estas maquinas estuvieron en los pernos de cabeza, (anotados como posiciones 3ª, 5ª y 6ª en la Figura 16).
Mediciones que puedan detectar problemas como el
desalineamiento del compresor y ejes de transmisión, engranaje principal, etc.
Además se encontró que mediciones repetibles fueron obtenibles con dos de los siete sistemas de medición de acelerómetro de alta frecuencia aun tan altas como 3x frecuencia de engrane (61.585 Hz o 3.695.040 COM). Es importante indicar que ningún vendedor garantizo ser capaz de hacer mediciones de amplitud precisas hasta frecuencias tan altas como esta. El transductor particular elegido tuvo una frecuencia natural montado con pernos de alrededor de 120.000 Hz y tuvo una respuesta plana especifica solo hacia aproximadamente 40,000 Hz (2,400.000 CPM).
Sin embargo, al menos este fue capaz de repetir mediciones casi con las mismas
amplitudes entre 50.000 a 60.000 Hz, cuando fue montado y re-montado sobre la misma maquina varias veces por día, y desde un estudio al siguiente. Esta repetitividad también se corroboró en los otros Centacs incluidos en el estudio.
Por lo tanto para concluir el tema, frecuencias en el orden de 60.000 Hz estuvieron lejos de la curva de respuesta plana del transductor. Sin embargo, al usar este sistema durante 8 años, encontramos que fue muy exitoso al detectar problemas de desgaste de engranaje en estas maquinas debido a un hecho importante “los datos eran repetibles”. En otras palabras, no necesariamente fueron los valores absolutos de sus amplitudes medidas numéricamente correctas, sino que ellos fueron repetibles. Esto es, si su amplitud del analizador a 3x frecuencia de engrane se triplico desde 10g a 30g en una maquina este fue un hecho creíble. No necesariamente creímos que el verdadero valor de amplitud necesariamente se incremento desde 10 a 30g. En realidad, este puede
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haberse incrementando solo desde 7 a 21g, o de otro lado, este puede haberse incrementado desde 15 a 45g. En cualquier caso se triplico.
También, en muchas de estas maquinas bajo evaluación, no solo la frecuencia de engrane en si misma se incrementaría, sino que bandas laterales espaciadas en una o mas de las velocidades de la etapa y/o velocidad de engranaje principal aparecerían.
Por lo tanto, ya que los datos fueron repetibles, sentimos que eran
confiables aun cuando las amplitudes en si mismas no fuesen necesariamente precisas. Hemos continuado usando este sistema hasta la fecha y ha sido muy exitoso al hacer un numero de llamadas de diagnostico no solo sobre problemas de engrane en estas maquinas, sino también sobre muchos de los otros problemas de alta frecuencia que existen en esta maquina, tal como se muestran en la Tabla I. Además, el sistema ha sido exitosamente empleado en otros tipos de maquinas teniendo fuentes de problema de alta frecuencia tales como aquellos mostrados en las Figuras 2 y 3.
8.8. EJEMPLO REAL DE MONITOREO DE CONDICION DE ALLA FRECUENCIA
A continuación se presenta para ilustrar el uso del sistema instrumental de alta frecuencia discutido y como este fue empleado para detectar algunos problemas muy serios de desgaste de engranaje y rodamiento. Aquí, un cliente con 2 Centacs le otorgo a TA un contrato anual. La figura 4 muestra uno de los espectros capturados por el analizador de espectro aproximadamente 9 meses después de determinar la línea base de esta maquina Centac modelo C-21. Note que varias frecuencias aparecieron en este espectro incluyendo el pico de velocidad de funcionamiento de la segunda etapa (F2), la velocidad de la tercera etapa (F3) y la velocidad de la cuarta etapa (F4). También hubo un pico de alta amplitud a aprox. 352 Hz. Refiriéndose de nuevo al pico de alta amplitud a aprox. 352 Hz. Y refiriéndose a la Tabla 1, se nota que es el BPFI del rodaje externo SKF 6213 del engranaje principal (Fig.3)
De manera importante, cuando los diagramas de línea de base inicial fueron capturados al inicio, este pico de 352 Hz apareció con una seria amplitud de frecuencia de rodamiento de 0.216 pulg. /seg. Comprada al último registro de 0.402 pulg. /seg., 8 meses después. Además al inicio, este no tuvo bandas laterales de velocidad de funcionamiento del engranaje principal a su izquierda y derecha (lo cual posteriormente apareció como es mostrado en la Figura 4). Sin embargo, después de determinar la línea base, TA recomendó el inmediato reemplazo del rodamiento del engranaje principal debido a la excesiva amplitud de frecuencia del rodamiento.
Debido a grandes demandas sobre este compresor y su soporte de maquinaria en procesos críticos, la producción decidió que no podría parar la maquina para cumplir con este reemplazo de rodamiento en esta oportunidad. Por lo tanto, la decisión tomada, implico la necesidad de determinar la tendencia de los futuros espectros en esta maquina y tratar de tener al departamento de mantenimiento programado para el reemplazo. El problema fue que solo tres meses depuse, frecuencias como bandas laterales del engranaje principal
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aparecieron alrededor de la frecuencia del rodamiento de 352 Hz. Indicando que el problema del rodamiento del engranaje principal estaba empeorando. Posteriormente durante el año las amplitudes de frecuencia de engrane comenzaron a crecer repetidamente, por lo que se recomendó la intervención de inmediato.
La figura 6 muestra los espectros de alta frecuencia tomados en esta maquina (8 meses después de la primera toma). Note el nivel muy alto de 42.1 g a 2x frecuencia de engrane (2GMF), a una frecuencia de 40.750 Hz. Un zoom del espectro fue tomado alrededor de 2 GMF y es mostrado en la Figura 7 directamente debajo de la Figura 6. Desafortunadamente, nótese que no solo hubo un pico de amplitud muy alta a 2 GNF, sino también hubo una serie de frecuencias de banda lateral a su izquierda y derecha que fueron espaciadas a la velocidad de funcionamiento de primera etapa). Lo que esto significaba, fue que hubo un incremento de amplitud de 6 veces en 2 GMF desde solo 7g hasta 42g. Además, hubo un incremento de amplitud de más de 16 veces en las amplitudes de bandas laterales de velocidad de primera etapa desde solo 1.02g de la primera toma hasta 16.6g, 8 meses después (vea figura 7). Cuando las amplitudes de las bandas laterales se incrementan en esta cantidad, y cuando tantas de ellas aparecen, serios problemas están presentes.
Espectros similares capturados en todas las etapas mostraron amplitudes muy altas y bandas laterales bien formadas para 3 de las 4 etapas de velocidad de funcionamiento, así también como el engranaje principal. Con los datos capturados de sintió que un desgaste definido de engranaje estuvo presente en el engranaje principal, piñones de 1era, 2da, 3ra y 4ta etapa, aquí de nuevo, este diagnostico estuvo basado en amplitudes medidas a casi 41.000 Hz que puedan no haber sido necesariamente precisas como un resultado de este diagnostico, el cliente tomo acción correctiva y confirmó significativos desgastes en cada uno de los engranajes. El rodamiento SKF 6213, literalmente cayo en pedazos cuando estuvo siendo removido desde la maquina. Lo que hubiese sido menos cuando estuvo SINDO removido desde la maquina. Lo que hubiese sido menos de $10.000 en costo de reparación, cuando se recomendado la primera vez, termino siendo costos de reparación de mas de $ 100,000 ya que el problema se propago a muchos otros componentes. La Figura 5 muestra el efecto sobre frecuencia de rodamiento después del reemplazo del SKF 6213, mientras que la figura 8 muestra el espectro de alta frecuencia capturando después del reemplazo del engranaje principal y 3 piñones. Note que los niveles a 2 GMF cayeron desde 42g hasta solo 7.6g, similar valor registrado al inicio de las mediciones. Sin embargo, gracias a ello, se tomaron acciones las cuales previnieron costos de falla que encenderían los $20.000
Un punto final importante, es el hecho concerniente al análisis de alta frecuencia de estas maquinas. Sírvase ver de nuevo las Figuras 6 y 8
(Ambas mostradas en la misma hoja para comparación). Sírvase notar las permanente lecturas de monitoreo de vibración, las cuales fueron registradas en estos mismos espectros antes y después del reemplazo de engranaje. Por ejemplo, la lectura de monitoreo antes de la reparación mostrada en la Figura 6 fue 0.36 milésimas de pulgada. La lectura de monitoreo después del reemplazo del engranaje mostrado en la Figura 8 fue de 0.35
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milésimas de pulgada, lo que indico que “no hubo problema con estas máquinas” ya que este estuvo muy debajo del ajuste de la alarma de 0.70 milésimas y ajustes de disparo de 1.1 milésimas para esta máquina. (En realidad, se convenció al gerente de planta aun con lecturas de 42g e incrementos de 16x las amplitudes de las bandas laterales). Sírvase observar el desplazamiento de la vibración no puede ser usado para detectar problemas a estas altas frecuencias para probar esto, sírvase mirar la ecuación convirtiendo aceleración a una frecuencia particular para desplazamiento mostrada en la Figura 4 y dada abajo para el lector. Calculemos el desplazamiento equivalente de 42.1 g a una frecuencia de 40,750 Hz (2,445,000 CPM).
D=
70,470.910 A F2
D=
(70,470,910 )(42.1) (2,445.000 )2
ECUACIÓN 2
D = 0.000496 milipulgadas (pico a pico) (42 g a 2.445.000 CPM)
Por lo tanto, una aceleración de 42g a un tal frecuencia alta como 40,750 Hz es equivalente solo de 0.0005 milipulgadas a esta frecuencia. Así, el monitor no mostrará algún cambio real en desplazamiento. En realidad, con el fin de generar solo un cambio de 0.10 milipulgadas en esta frecuencia ¡requeriría un incremento de aceleración de 8483 g!.
Aún, los monitores permanentes son esenciales en estas máquinas no para detectar sus fuentes de problema de alta frecuencia, sino para captar problemas a frecuencias mucho menores tales como desalineamiento del compresor y ejes de motor, desbalance de ensambles de rotos, picadura de paletas de impulsor, etc. En realidad, ningún compresor centrífugo debería estar si monitoreo permanente. Pero, recuerde sus limitaciones, que problemas ellos detectarán y que problemas ellos no detectarán.
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Notas Finales: 1.
Centac es una marca commercial de Ingersoll Rand Co.
2.
“Energia Pico Transitoria” es una marca comercial de Entek IRD Internacional Corp, basada en Cincinnate, Ohio.
3.
“Impulso de choque” es una marca comercial de SPM Instrumento en Marlbough, CT.
4.
“Energía Pico Transitoria” fue desarrollada y patentada por Entek IRD International Corp. Basada en Cincinnati, Ohio.
5.
“Impulso de choque” fue desarrollado y comercializado por SPM Instruments basada en Marborourth, CT.
6.
“Microlog HFD” fue desarrollado y comercializado por SKF Condition Monitoring basada en San Diego California.
7.
“HFD” fue desarrollado y comercializado por CSI basado Knoville, TN.
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CAPITULO IX
COMO ANALIZAR MAQUINAS DE VELOCIDAD VARIABLE TANTO PARA UNA BASE DE DIAGNOSTICO, COMO PARA EL DESARROLLO DE UN PROGRAMA DE MONITOREO DE CONDICION
9.1 INTRODUCCION
A menudo un analista de vibración se “desorientara” cuando tenga que enfrentar con una máquina de velocidad variable, ya sea como base de solución de un problema puntual, o si es para incluirlo en su programa de monitoreo de condición de planta. Estas maquinas presentan una serie de problemas o asociados con maquinas de velocidad constante.
Algunos de los puntos fuertes de venta, que favorecen la comercialización de los variadores de frecuencia, es su uso incrementan los ahorros de energía y son útiles en el control de proceso mas preciso o flexible.
Por lo tanto, ellos están volviéndose más y más populares en las plantas de hoy, particularmente con el costo de energía que continua elevándose, y con las continuas situaciones de inestabilidad de muchas naciones exportadoras de energía.
Desafortunadamente las transmisiones de frecuencia variable pueden introducir un numero de problemas, incluyendo inapropiado engrane del sistema (motor, carga y transmisión), y, algunos de los controles de frecuencia variable pueden introducir peculiares vibraciones difíciles de detectar. El tema de otras anomalías presentadas por los controles de frecuencia variable será tema de otro documento.
La esencia de este
documento será asociar las limitaciones mecánicas con el análisis vibracional que se debe aplicar a las maquinas de velocidad variable, ya sea (1) porque cambien su velocidad desde un estudio al siguiente: o (2) porque puede cambiar su velocidad mientras el analista este tomando datos.
Además, otro problema con las máquinas de velocidad variable es que el analista deba confirmar la velocidad de funcionamiento y sus ordenes, el deberá estar preparado para cuando la maquina opere a diferentes velocidades, el puede ver diagramas característicos de vibración drásticamente diferentes, que incluya el pasar por velocidades criticas de rotor y/o que puede resonar con los sistemas de bastidor/cimentación conectados, o pueden generar vibración de frecuencia de latido (beat vibration) motivada por otra maquina cercana funcionando con o cerca de la misma velocidad, etc. Finalmente, si la maquina opera a diferentes velocidades ya sea desde un estudio al siguiente, o peor mientras s esta midiendo la maquina, el analista debe saber como abordar efectivamente tales maquinas en un programa de monitoreo de condición.
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Recuerde que una de las clases mas importantes al diagnosticar problemas con maquinaria de operación esta asociada con confirmar de manera precisa la velocidad de funcionamiento cada ve que la máquina sea analizada. Conociendo 1 x RPM de cada componente de rotación dentro de la maquina, uno puede calcular de manera precisa ordenes de velocidad de funcionamiento (múltiplos de RPM), frecuencias de paso de alabes, frecuencias de engrane de engranaje, frecuencia de rodamiento, frecuencias de paso de barra de rotor, etc. (si el sabe las identidades / especificaciones de cada uno de estos componentes). El puede luego aplicar reglas de diagnostico conocidas para evaluar la condición de cada maquina evaluada y sólidas sobre que acciones correctivas necesitan ser tomadas en maquinas problemáticas, que permitirá devolverlas a buena forma de operación. Muchas de estas reglas son delineadas en la “Carta Ilustrada de Diagnostico de Vibración”.
9.2 INVESTIGACIONES DE DIAGNOSTICO INDIVIDUAL SOBRE MAQUINAS DE VELOCIDD VARIABLE
Primero introduzcamos el problema examinando un ejemplo de la vida real, que es resuelto paso a paso y luego aplicar el conocimiento aprendido partir de esta experiencia, a fin de resolver muchos otros temas de maquina de velocidad variable.
EJEMPLO: “ALTA VIBRACION SOBRE UNA TRANSMISION DE CAJA DE ENGRANAJES DE VELOCIDAD VARIABLE”
a. Descripción de Problemas Una alta vibración ha sido medida en un motor de velocidad variable (que se muestra en la Figura 1) la evaluación la efectuó el equipo de mantenimiento predictivo de la planta, desde que la frecuencia de vibración “pareció” presentarse a varias ordenes de la velocidad de funcionamiento mayores de 1 x RPM, ya sea del motor, se presumía que hubiese problemas en uno de sus rodamientos, desafortunadamente no se conocían ni los modelos, ni los números de rodajes. El problema aun se hacia mas difícil por el hecho que su velocidad variará aproximadamente 50 RPM (alrededor de 1775 a 1825 RPM) dentro de un periodo de tiempo menos a un minuto, mientras los analistas de planta estuvieron haciendo sus mediciones. Sin embargo, ya que la frecuencia de amplitud más alta fue aparentemente varias veces la velocidad de motor, los analistas diagnosticaron rodamientos del motor defectuosos y recomendaron su reemplazo. Por lo tanto, la planta envió el motor a un taller de reparación local con el cual ellos habían hecho negocio por años. Cuando el motor fue examinado en el taller, ellos reportaron que no parecía haber ningún problema real con los rodamientos, ni devanados. Sin embargo, la planta insistió que ellos continuaran y reemplazarán los rodamientos aprovechando que el motor estaba abierto, lo cual fue efectuado. Una examinación detallada no encontró desgaste apreciable en estos rodamientos del motor) Desafortunadamente, cuando el motor fue regresado al servicio, altos niveles de
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vibración estuvieron aun presentes, por lo tanto el cliente se contacto con el TA para un análisis vibracional exhaustivo.
b. Análisis & Resultados: La tabla I muestra los datos de vibración general medidos por TA cuando las mediciones fueron inicialmente tomadas en la maquina. Nótese, que hubieron altos niveles en la maquina. Nótese también que hubieron altos niveles en la caja de engranajes
Tabla I
VIBRACION DE MOTOR / CAJA DE ENGRANAJES DE DOBLADORA DE BASTIDOR DE TRACCION # 2
VIBRACION COMPONENTE
PUNTO
TOTAL (pulg./seg.Pico)
MOTOR
CAJA
1A
0.172
1H
0.645
1V
0.227
2A
0.199
2H
0.283
2V
0.237
3A
0.591
3H
0.317
3V
0.354
La figura 1 muestra las ubicaciones en las cuales las mediciones fueron tomadas en la maquina. Desafortunadamente, las posiciones de medición en la parte posterior de la caja de engranajes hacia su eje de salida fueron inaccesibles. Por lo tanto, todas las mediciones de caja de engranajes tuvieron que ser efectuadas en la posición 3 mostradas en la Figura 1.
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La Tabla II muestra algunas de las frecuencias mecánicas para esta maquina, incluyendo las velocidades del motor, eje intermedio de la caja de engranajes de su eje de salida, así también como sus dos frecuencias de engrane. Esta tabla no proporciona las frecuencias de rodamiento las cuales, serán dadas luego:
Tabla II FRECUENCIAS MECANICAS A 1800 RPM
FUENTE DE VIBRACION
FRECUENCIA (CPM)
ORDENES
Motor
1800
1.00 F1
Engrane 1 de Engranaje
45000
25.00 F1
789
0.44 F1
19,737
10.97 F1
346
0.19 F1
16,620
9.23 F1
Eje 2 Engrane 2 de Engranaje Eje 3 Paso a diente (Polea dentada)
La figura 2 muestra que la velocidad de motor varía considerablemente durante las mediciones. En realidad, la velocidad variaba desde los 1785 RPM hasta1827 RPM, este cambio de velocidad ocurría dentro de 50 segundos (vea Figura 2) Por lo tanto, cuando espectros fueron tomados sobre posiciones de motor y caja de engranajes,
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los picos por si mismos fueron “manchaos” como se muestra en la Figura 3 (esto es, los picos no fueron bien definidos y realmente se movieron hacia atrás y hacia delante en la pantalla del analizador en tiempo real cuando no hubo premediación)
Como resultado TA eligió un adaptador de seguimiento (Rockland 24D) de manera que las frecuencias podrían ser expresadas en términos de ordenes en lugar que en CPM. Aun algo mas importante, las frecuencias lo que eran múltiplos de la velocidad de funcionamiento permanecerían dentro de la misma línea FFT del espectro a través de todo el proceso de medición aun cuando la velocidad continuaría variando. La Figura 6 muestra la configuración del instrumento que fue empleado. Note que un sensor óptico fue colocado cerca de la maquina para detectar las RPM del eje de motor y lleva esta señal hacia adentro del adaptador de seguimiento, el cual luego automáticamente fija la frecuencia dentro del analizador en Tiempo Real Rockland 58156 A. La figura 4 muestra el espectro grandemente mejorado después del empleo del filtro de seguimiento.
Note que las
unidades de frecuencia fueron expresadas en “ordenes” (en lugar de CPM) y que la velocidad fue reportada sobre la posición superior derecha del espectro (1790.6 RPM en este caso).
Ahora, el problema de diagnostico fue muchos mas simple ya que el origen de cada frecuencia podría ser verificada. El espectro mostraba que las frecuencias de interés fueron predominantemente a 6.75 x 11.5x RPM (eje de entrada de la caja de engranajes y el motor), lo cual estaba asociado a severos problemas en los rodamientos. Cuando estas mediciones fueron reportadas al equipo PMP de planta, ellos aconsejaron que el motor sea enviado para su respectivo reemplazo de rodamientos.
El analista TA luego pidió exactamente que l e informaran sobre los números de los rodamientos, no solo en el motor, sino también en la caja de engranajes. La planta respondió que los números de rodamientos a través de toda la máquina eran aún desconocidos. También el analista indicó que los espectros en la caja de engranajes como aquel mostrado en la Figura 5 también mostraron una frecuencia del problema a 6.75X RPM, más múltiplos de esta frecuencia. El analista insistió en identificar los números de rodamientos para simplificar análisis.
Después de varias horas el equipo PMP de planta finalmente confirmó algunos números de rodamientos. Estos rodamientos, junto con sus múltiplos de frecuencia de rodamiento, son listados en la Tabla III. Note que tan pronto como esta información fue proporcionada, el problema fue obvio – el rodamiento MRC 5212K era la fuente de la vibración a 6.75X RPM teniendo una serie de frecuencias de defectos de pista exterior (múltiplos BPFO) dentro del espectro de la Figura 5. BPFO y cada uno de sus 3 múltiplos de pista exterior fueron identificadas (BPFO, 5BPFO, 6 BPFO y 7BPFO para este rodamiento MRC 5212K).
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Dos frecuencias de giro de bola (3BSF y 6BSF) para este mismo rodamiento también estuvieron presentes. La Figura 4 también muestra un múltiplo de frecuencia de giro de bola (3X BSF) para este rodamiento, de manera interesante, note en la Figura 4 que la vibración dominante en el motor no fue la vibración de motor, sino la vibración proveniente del rodamiento defectuoso de la caja de engranajes y que se transmite a través del acoplamiento y dentro del motor (posiblemente el motor bastidor puede haber sido resonante o casi resonante a la frecuencia de 6.75X RPM (Aprox. 12.100 CPM).
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9.3 IMPORTANCIA DEL SEGUIMIENTO EN ORDENES EN MAQUINAS DE VELOCIDAD VARIABLE
Estas máquinas bastante difíciles de evaluar mucho menos con las cuales tratas de usar diagramas características de vibración, ya que sus frecuencias se desplazan hacia atrás y hacia delante (como en las Figuras 2 y 3), por lo que es de importancia crítica el conocer cual es la velocidad de operación en el mismo instante que los datos sean capturados, con el fin de diagnosticar de manera precisa la fuente de el (los) problema (s).
9.4 SEGUIMIENTO DE ORDEN – COMO TRABAJA
En general, uno puede decir que el analizador “engancha” a 1X RPM lo cual fija velocidad de funcionamiento y múltiplos de la velocidad de funcionamiento (armónicas, frecuencias de rodamiento, frecuencias de paso al alabe, frecuencias de engrane de engranajes, etc), en ciertas líneas del analizador FFT, independiente de un cambio en la velocidad y no solo eso, sino también que fija múltiplos de velocidad de funcionamiento en el FFT(con respecto al eje en el cual el sensor óptico esta señalando), sin importar que otros ejes estén girando a diferentes velocidades, ya que dichas velocidades pueden ser referidas como “un order” con respecto a la velocidad de referencia (la que el sensor óptico ha tomado para seguimiento). Así mismo, concentra toda la potencia RMS (amplitud) de cada frecuencia dentro de su respectiva línea FFT o filtro.
La Figura 6 muestra la configuración del instrumento cuando orden el seguimiento. En resumen, un tacómetro sensa la velocidad de la máquina a ser analizada, y transmite su señal hacia un adaptador de seguimiento. El adaptador de seguimiento luego fija la velocidad. Por ejemplo, normalmente la mayoría de analizadores FFT trabajan a una velocidad de 2.56X el rango de frecuencia elegido (Fmax). Para un espectro de 400 líneas, este va ser 2.56 x 400 = 1024 muestras.
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La Figura 7 muestra porque esto se vuelve un problema al tomar su medición. Mirando la Figura 7A, note que la forma de onda de tiempo se vuelve más y más angosta cuando la velocidad se incremente (más y más alta frecuencia).
Por ejemplo, si nuevamente observamos la Figura 7B, se nota que un periodo es igual a un movimiento sinusoidal completo comenzando en el eje neutral, incrementándose y luego disminuyendo debajo del eje neutro (representado 360 grados o 1 periodo). Refiriéndose a la Figura 7B. se nota que el analizador tuvo tiempo para capturar 14 muestras para periodo #1 de la forma de onda de tiempo. Por lo tanto este periodo digital #1 reprodujo con precisión el primer periodo de forma de onda de tiempo “a”. Sin embargo, el tiempo se redujo en los periodos digitales 5 y 6 (cuando la velocidad continuo incrementándose), la velocidad se estuvo incrementando tan rápidamente que el analizador no pudo adecuadamente digitalizar lo que estuvo ocurriendo en nel mundo analógico (forma de onda de tiempo a). Esto es si se observa el último periodo (#6), solo 3 muestras pudieron ser capturadas por el analizador. Note que el “espectro” resultante fue ampliamente distorsionado, como se muestra junto debajo de la forma de onda de tiempo en la Figura 7B.
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Sin embargo, con la asistencia del muestreo eterno usando un filtro de seguimiento el componente será muestreado un número fijo de veces por periodo. (En el ejemplo, la Figura 7C). Para este caso el analista ha empleado un factor de multiplicación de 8, el cal resultaría en 8 muestras (vea Figura 7C). Por lo tanto, el
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analizador interpretará esta frecuencia de barrido fundamental como una frecuencia fija y desplegará la “frecuencia” solo como una línea de espectro sin ninguna distorsión (realmente, el pico será el primer orden). Asimismo todas las armónicas de esta frecuencia (orden) se mostrarán en una línea específica del FFT. Esto es ilustrado en la Figura 8. Note que en el espectro superior en la Figura 8A, cada una de las cuatro armónicas fueron ampliamente distorsionadas conforme la velocidad cambiada desde 50 a 45 Hz (3000 a 27000 RPM). Sin embargo, usando un filtro de seguimiento y muestreo externo, el espectro de la Figura 3B fijo cada armónica en una línea FFT.
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9.5 COMO MANEJAR MAQUINAS DE VELOCIDD VARIABLE EN UN PROGRAMA DE MONITOREO DE CONDICIÓN
Capture una serie completa de Espectros desde las más bajas a las mas altas velocidades anticipada de operación en todos los puntos de medición de la máquina:
Máquinas de velocidad variable pueden ser efectivamente analizadas en u programa de monitoreo de condición, aún si uno no usa un analizador en tiempo real, tacómetro y adaptador de seguimiento para formar sus mediciones periódicas. Esto será explicado abajo.
Una de las primeras que uno debe hacer antes de comenzar mediciones periódicas en una máquina de velocidad variable es exactamente como el espectro cambia cuando va desde una velocidad a la siguiente para cada punto de medición en la máquina. Esto es, si la velocidad cambiase desde 500 a 3500 RPM, justo como lo hace el espectro en si mismo a 500 ó a 1500 RPM compare con aquella a 3500 RPM, no solo sobre cada punto del engranaje motriz, sino también sobre cada punto de la máquina conducida obviamente, esto demanda una montaña de datos para el analista. Sin embargo, con los registradores de cinta de múltiples canales disponibles hoy (algunos tienen de 16 – 64 canales), uno puede colocar un acelerómetro en cada punto, opere la máquina y capture todos los datos en un periodo de tiempo relativamente corto. Luego, estos datos pueden servir como una línea base para comparaciones futuras.
La Figura 9 muestra cada uno de dos espectros en cascada capturados durante un incremento de velocidad controlada (Figura 9A) y luego durante una prueba coastdown (Figura 9B). Estos datos fueron capturados desde la máquina mostrada en las Figuras 10 y 11. Retornando a la Figura 9, note que la diferencia en comportamiento para que la velocidad se incremente en el espectro en cascada superior vs la prueba coastdown el espectro inferior. Aquí, la velocidad de la máquina papelera fue cambiada desde 500 a 3500 pies/min (FPM) la cual correspondió a un cambio en RPM desde 146 a 1021 RPM en la posición de medición 3A en el alojamiento axial de engranaje de entrada de la caja de engranajes. Note la inestabilidad que ocurrió cuando esta máquina en particular operaba a velocidades más bajas. Comparando la Figura 9A y 9B, note que la gama de inestabilidad cambio ligeramente, dependiendo de si esta región inestable fue aproximada desde una velocidad mayor o desde una velocidad menor. Durante el coastdown desde alta velocidad, la inestabilidad comenzó, a 807 RPM, y continuó todo el trayecto hasta 558 RPM. En este caso, la diferencia fue más probablemente debida al proceso de frenaje dinámico del motor durante la reducción de velocidad.
En cualquier caso, los puntos clave acerca de este proceso no son los particulares de este ejemplo de máquina específica sino como este se aplica para configurar una máquina de velocidad variable tal para un programa de monitoreo de condición.
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En este caso, espectros tales como aquel mostrado en la Figura 9 deberían ser capturado para cada punto en cada máquina de velocidad variable y, como en este caso, ellos deberían ser capturados tanto desde una prueba de empalamiento controlada y debe una prueba coastdown si esto es posible.
En la prueba coastdown es aconsejable ajustar la máquina de 10% a 15% encima de su velocidad de operación anticipada más alta (con el fin de determinar si hay resonancias cercanas las cuales puedan ser excitadas por la máquina).
Finalmente, una serie completa de detalles de máquina necesitan ser conocidas, para cada máquina. Esto es, uno debe documentar el número de dientes en cada engranaje, los números de modelos de rodamiento tanto en las máquinas conductora y conducida, cual será la gama de velocidad de operación completa, el número de alabes en bombas y ventiladores, etc.
Recuerde el ejemplo al comienzo de la Sección II – a pesar que el equipo PMP de planta había adquiriendo y usado todos los instrumentos mostrados en la Figura 6, ellos estaban gastando varios miles de dólares en mantenimiento innecesario y periodo de paralización de producción, todo porque ellos pensaron que les tomaría demasiado “tiempo” obtener los datos de los rodamiento y no apresuradamente enviar al motor a un taller externo para repararlo en lugar de reparar la caja de engranajes, simplemente debido a que vibración de 6.75X RPM fue mucho mayor en el motor que en la caja de engranajes.
La Tabla IV es una tabla para la máquina papelera del ejemplo (de la Figura 10). Esta documentada las RPM de motor, RPM intermedias y RPM de tambor para velocidades desde 100 FPM hasta FPM. Además como cambian las frecuencias de engrane de los engranajes de alta y baja velocidad con la velocidad viariante del tambor. Finalmente esta tabla, tabula los cambios correspondientes en frecuencia del rodamiento para 2 de los rodamientos de la caja de engranajes. Por supuesto, cuando se prepara esta máquina para monitorio, todas las frecuencias de rodamiento tendrán que ser documentadas.
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b.-
Especificación de Bandas de Alarma Espectral para Máquinas de velocidad variable.
Uno pensaría que uno de los problemas más complejos que se encontrará es acondicionar máquinas de velocidad variable a un programa de monitoreo de condición, donde se deberá especificar las bandas de alarma espectral significativas para ellas. Ya que la velocidad puede cambiar la mayoría de todas las frecuentas en el espectro para esta máquina también cambiaran (casi las únicas excepciones son las frecuencias resonantes, especialmente para una máquina con rodamientos). En realidad, a diferencia de las máquinas de velocidad constante conducidas por motores de inducción, la velocidad sincrónica cambiará con la variación de la frecuencia de corriente de línea (Fline) para máquinas de velocidad variable equipadas con inversores y motores de inducción CA de acuerdo a la siguiente fórmula:
Velocidad Sincrónica =
120 F Línea
Ecuación 1.
# Polos
Por supuesto, la velocidad real (RPM) será algo menor que la velocidad sincronia (Ns) debido a deslizamiento (el cual se incrementa con carga y de ese modo disminuyendo la velocidad). También, la velocidad puede continuamente cambiar justo en el momento que usted este evaluando las máquinas, tales como bobinadoras ya que tales máquinas normalmente mantienen una velocidad de superficie constate (pies / min). Esto hace
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mucho más difícil al analista especificar alarmas de banda espectral efectivas de tales máquinas, incluyendo aquellas que solo varíen en RPM desde un estudio al siguiente por razones de producción. Sin embargo, hoy hay un número de softwares de mantenimiento predictivo que permitan al usuario especificar bandas de alarma espectral no solo en unidades de frecuencia (Hz ó CPM) sino también en términos de ordenes. Un ejemplo es mostrado en la Figura 12 (tomado desde software EMONITOR de Entex). Por lo tanto, cuando la velocidad cambie, así las bandas de alarma cambian con ella.
El conjunto de bandas de alarma ordenadas dadas en la Figura 12 fueron especificadas par ala máquina representada en la Figura 13, la cual es un manipulador de aire de velocidad variable que cambia la velocidad del ventilador con los requerimientos de demanda. Note cada una de las frecuencias de rodamiento de ventilador las cuales son listadas en la Figura 13.
Esta máquina desarrollo un problema con su rodamiento de ventilador exterior (posición 4) como se muestra en la Figura 14, note la 5ta y 7ma armónicas de la frecuencia de anillo exterior (5X BPFO & BPFO) para este rodamiento SKF 22226 las cuales se mostraron con frecuencias de alrededor de 38,700 y 54,200 CPM. Note la frecuencia BPFO a alrededor de 7,800 CPM la cual aparece en la banda de alarma previa de la Figura 14. La Figura 15 muestra el espectro idéntico, pero con las unidades de frecuencia en el eje horizontal expresadas en términos de ordenes en lugar de CPM.
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Se muestra la 5ta y 7ma armónica de frecuencia de rodamiento, junto con un número de otras armónicas y frecuencias de banda lateral las cuales fueron apareciendo alrededor de las frecuentas de rodamiento 5ta y 7ma. En realidad, cuando las ordenes sean usadas, es realmente más fácil detectar frecuencias de rodamiento de elemento rodante las cuales son múltiplos de RPM no enteros, aún en máquinas de velocidad constante. Esto también hace la identificación de velocidad de funcionamiento y sus armónicas mucho más simple para el analista.
Una de las tares mas importantes las cuales deben ser cumplidas cuando se especifiquen bandas de alarma espectral en maquinaria de velocidad variable es identificar velocidades resonantes a través de las cuales ellas pueden pasar (en el caso de bobinadoras), o en las cuales ellas puedan operar por varias horas (máquina de papelería).
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Recuerde que es muy importante identificar tales eventos resonantes a través de toda la gama de velocidad de operación y que tales resonancias deben ser identificas en cada uno de los tres direcciones de medición predominantes (direcciones horizontales, vertical y axial). También, recuerde que habrá una serie de frecuencias naturales en cada una de las direcciones. Finalmente se debe tener en cuenta el identificar posibles resonancias del bastidor o cimentación de soporto de máquinas.
Ya que operación en resonancia puede fácilmente incrementar vibración desde alrededor de 10 a 25 veces mayor a las frecuencias particulares, lo cual ocurre para excitar una de las frecuencias naturales anteriores, esta debe ser tomada en cuenta. En otras palabras, en máquinas de velocidad variable, uno debería especificar “bandas de alarma espectral resonantes” para aquellas veces cuando la máquina este excitando una resonancia significante; y debería separadamente establecer “bandas de alarma espectral no resonantes” las cuales deberían ser invocadas cuando ninguna de tales resonancias este siendo excitada. Normalmente, tales ”banda de alarma resonante” solo requieren que una banda vaya a tener un nivel de alarma muy alto ya que la resonancia usualmente tendrá efecto omitible sobre otras frecuencias en el espectro. Si estos pasos son considerados, puede prevenir que una analista “se desoriente” cuando vea alta vibración debido simplemente a operación resonante;
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y, de otro lado, permitirá la detección de problemas reales cuando las amplitudes violen las bandas de alarma no resonantes.
En resumen, procedimientos especiales tienen que ser tomados para atacar de manera efectiva máquinas de velocidad variables en programas de monitoreo de condición. Sin embargo, si estos pasos son tomados, tal programa de monitoreo de condición puede ser extremadamente efectivo.
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CAPITULO X
IMPLEMENTACION DE UN PROGRAMA DE MANTENIMIENTO PREDICTIVO
10.1.
INTRODUCCION
La implementación de un Programa de Mantenimiento Predictivo (PMP) implica previamente, tener un inventario completo de las máquinas de la planta; las mismas que deban ser calificadas desde aquellas que son “supercríticas” a aquellas “no criticas”. La calificación de estas máquinas estará basada en factores como su costo, las consecuencias económicas en la producción si salen de servicio, la seguridad sobre el personal, su automatización, si es que tiene otras máquinas de relevo, etc.
Como resultado de la calificación y de la disponibilidad de los binomios inspector-equipo, se determinará la frecuencia del monitoreo de la condición en cada máquina.
Con la información hasta ahora mencionada, se procederá a establecer las “rutas” óptimas del PMP.
El éxito del PMP, dependerá del instrumental que se disponga, el entrenamiento del personal y del conocimiento que se tenga en las máquinas, así como el historial que se disponga o se organice.
La selección de alarmas (1 y 2/ Alarma-Parada) deberán ser establecidas para cada máquina, de tal manera que se pueda determinar el estado de la máquina. Estas alarmas, que inicialmente se establecen, pueden ir afianzando con los valores históricos de las máquinas-familias y con la asistencia de los cálculos estadísticos.
La aplicación de tendencias, nos permitirá proyectar en forma seguraza operación confiable de una máquina, así como poder programar una intervención del equipo o equipos en fechas determinadas.
Aquellas máquinas que ya están en el entorno de la Alarma 1, son posibles de aplicar en un Análisis Vibracional exhautivo, a fin de diagnosticar sus defectos y poder recomendar las acciones necesarias para devolverle una alta confiabilidad.
En otras palabras, en PMP deberá permitirnos operar el mayor tiempo posible sin riesgo.
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10.2.
FILOSOFIA DEL MANTENIMIENTO
Hay básicamente tres filosofías del mantenimiento que actualmente están siendo usadas y discutidas en su alcance, ventajas y desventajas, las cuales son incluidas en esta sección.
• Mantenimiento Correctivo Este mantenimiento tiene como principio, que las máquinas operen hasta que sus limitaciones electromecánicas no le permitan continuar operando, es decir, solo se repararán cuando estas fallen. Este tipo de mantenimiento normalmente ocasiona que se dañen una mayor cantidad de componentes de la máquina o que quizás se produzca una falla catastrófica en el equipo.
• Mantenimiento Preventivo Bajo esta filosofía, las máquinas son evaluadas (fuera de producción) a un intervalo de rutina y mantenimiento, de acuerdo a un listado de tareas preformadas. La ventaja de esta filosofía, es que no requiere instrumentación ni ningún entrenamiento de vibración, termografía u otras técnicas predictivas. Este tipo de mantenimiento está basado en estándares emitidos normalmente por el fabricante, de acuerdo a la experiencia histórica de falla de sus máquinas y con la asistencia de métodos estadísticos.
• Mantenimiento Predictivo Algunos lo llaman “Monitoreo de Condiciones”. Un programa de Mantenimiento Predictivo PMP es la utilización de varias tecnológicas no destructivas como vibración, termografía, ultrasonido y análisis de parámetros de aceite para determinar la condición de la máquina. Típicamente los PMP son conducidos por una colección de datos en un período básico y luego con una asistencia de un software y una computadora personal PC, se analizan y determinan las condiciones de la máquina.
Las ventajas del mantenimiento predictivo son muchas. Estudiando los parámetros como vibración, temperatura, análisis de aceite, no sólo se determina si una máquina está teniendo problemas, sino también estima en que tiempo fallará y la determinación del problema actual. Esto permite que la producción continúe con su rutina regular antes del mantenimiento, el cual será requerido para reparar la máquina. Además las fallas catastróficas casi nunca ocurren en máquinas con un buen PMP.
Los requisitos del mantenimiento predictivo son la disponibilidad del hardware, software y personal. Un programa PMP de bajo costo puede iniciarse con la colección de niveles vibracionales totales, sin embargo, problemas que pueden llevar a fallas catastróficas de máquinas, pueden no ser detectadas. Los análisis de frecuencia, fases, onda en el tiempo, envolvente, etc.; con sus respectivos software permitirán obtener un
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adecuado diagnóstico. Para el desarrollo del PMP, es necesario contar con personal entrenado y certificado, que puede cumplir con los objetivos.
10.3.
EL DIAGRAMA DE FLUJO PMP
La figura 1 presenta un diagrama de flujo PMP, este diagrama de flujo describe los mayores pasos requeridos para levantar y mantener un excepcional programa PMP. El número pico de su tiempo secuencial y orden correspondiente. El número en paréntesis a cada cuadro, corresponde a la sección en el capítulo el cual provee una descripción detallada de este paso.
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FIGURA 1 DIAGRAMA DE FLUJO PMP
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a. PMP Programa de Justificación de Mantenimiento Predictivo (Predictive Maintenace)
Antes que un programa pueda ser instalado con el apoyo de una sólida justificación, está el reembolso que debe ser justificado a todos los niveles de su gerencia ( Costo-Beneficio)
b. Nivel del Programa PMP (Level of Program)
Esta sección ayudará al lector a decidir cuanta mano de obra, fondos, instrumentos y software serán requeridos para dar un particular nivel de servicios a la maquinaria . Diferentes niveles incluido Niveles Vibracionales Totales (el no diagnóstico de la maquinaria el cual incrementa el cambio por fallas catastróficas).
c. Reunir o Montar el equipo de PMP en la Planta (Assemble Plant PMP)
Selección apropiada del personal miembro del PMP (responsabilidad, aptitudes, entrenamiento)
d. Adquirir Hardware y Software para el PMP ( acquire PMPhardware and software)
e. Selección optima de la maquinaria (Select Optimun machines) El primer paso es el determinar cuales máquinas participarán en el programa inmediatamente y cuales después y cuales no entrarán. Una tabla presentará la ayuda para establecer la prioridad de la maquinaria a participar.
f. Selección óptima de técnicas de monitoreo PMP (select optimun PMP Condition Monitoring Techniques) Los detalles de esta selección son dejado a cursos técnicos en análisis vibracional y mantenimiento predictivo. El nivel 1 y 2 ofrece cursos para técnicas asociadas llenas de detalles de determinación de parámetros de análisis vibracional
g. Establecer Alarmas (Establish Alarms)
Es algo crucial tener apropiadas alarmas de tal manera que no sea demasiado altas para que se produzcan fallas catastróficas, ni demasiadas bajas, como para recomendar u mantenimiento frecuente de la maquinaria.
h. Preparación de Base de Datos para el PMP ( Set Up PMP Database) La mayoría de los software que actualmente hay en el mercado tienen un buen nivel de referencia de los menús y capacidades.
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i. Recolectar Base de Medidas ( Collect Baseline Measurements) Las Bases de Medidas son importantes para los futuros datos y sus tendencias como partes de la iniciación del programa. También es útil la predeterminación de niveles de alarma de la maquinaria en condiciones de operación.
j. Almacenamiento de Datos (Store Data)
El almacenamiento de los datos con la asistencia del Data Collector nos permitirá llevar un histórico y sus tendencias de las condiciones de la maquinaria, en periodos de meses y años. Esto es particularmente útil, en la determinación de los tiempos que la maquinaria es utilizada hasta sus niveles de alarma y el posterior mantenimiento.
k. Compilación de Reportes de PMP ( Compile PMP Reports) Con la información conseguida y procesada se elaboraran los reportes de PMP donde se muestra la condición de la maquinaria y las recomendaciones necesarias para garantizar su confiabilidad.
l. Seguimiento, Supervisión y establecer intervalos ( Follow Up Surveys at Fixed Intervals)
Normalmente el PMP se organiza con la asistencia de un Data Collector, en donde se le ha cargado una ruta y se han seteado los puntos del análisis y control, para estos casos se utiliza un acelerómetro estándar, sin embargo, para análisis específicos se deberá usar otros tipos de acelerómetros, detectores de fases, pinza para el análisis espectral de corriente, etc.
m. Estudio del comportamiento de la vibración y/o análisis de fases (perform Vibration Signature and/or Phase Análisis)
Cuando un nivel vibracional de una máquina (determinada por un Data Collector) excede el nivel de alarma en un análisis frecuencial FFT, será necesario practicar un análisis exhautivo para obtener un diagnóstico preciso.
n. Corrección de Fallas y Documentar ( Correct faults and Document) Un importante paso en el programa de PMP es llevar a cabo la reparación requerida y documentar esas reparaciones. Esto proveerá valiosa información al reinicio de la maquina para asegurar que el problema ha sido corregido, y determinar que nuevo problema se presentará. Los niveles de alarma deben necesitar un ajuste hacia arriba o hacia abajo para prever una mejor estimación del nivel de la vibración.
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10.4
EL POR QUE DE PMP
Todos los proyectos pueden ser justificables, igualmente el programa PMP no es diferente, el propósito de el PMP es reducir el costo, por reducción de fallas catastróficas, el tiempo fuera de servicio, los trabajos de mantenimiento, y virtual eliminación innecesaria de reemplazo de partes de la maquina, todo esto debe medirse (antes y después de la implementación del PMP) a fin de comparar resultados.
10.5. NIVELESDE PMP
a. Promedio de Vibración y Condiciones de niveles de Rodamiento (“Condición de Rodamiento” referente a Uveral spike Energy, shock, pulse, HDF, etc.)
Este programa requiere el mínimo de mano de obra, entrenamiento instrumentación y software. Esto es extremadamente limitado y no solo advierte de fallas o impedimentos debido al limite de numerosos o problemas (desbalance, desalineamiento, eje doblado, rotores acentricos, etc.) este problema causa alta vibración y puede ser detectado por niveles promedio de vibración.
Promedio de Niveles de vibración • Colección de medidas de vibración • Determinación de alarmas • Entrenamiento de niveles de vibración • En software (usando un colector de datos / software) • Manual (usando un instrumento promedio o una colectora de datos)
Spike Energy / SPM / HDF
• Colectora de datos en rodamientos (gSE, SPM o HDF) • Determinación de niveles de alarma • Niveles de entrenamiento o
En software (usando una colectora de datos / software)
o
Manual (si se usa un instrumento de vibración o un colector de dato)
Ventajas (comparación de Datos Espectrales) • Detección de defectos imposibles, causados por un bajo nivel de vibración como rodamientos, ruptura o fractura de barras de rotor, y problemas de engrane los cuales pueden ser catastróficos de no detectarse a tiempo.
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• Imposible preformar el diagnostico para determinar el problema (debiendo retornar al campo para colectar otros datos) • Dificultad para predecir la permanencia de la vida predictiva • No se puede diagnosticar el problema exacto
Un nivel de promedio de vibración y un programa de spikes es solo recomendado para plantas que empiezan con un programa PMP. Con un pequeño presupuesto y bajos recursos de mano de obra sin mucha experiencia en PMP.
El programa “promedio” solo significa como se empieza a familiarizarse un personal
inexperimentado.
b) Espectros de vibración y Modulación de alta frecuencia
Este tipo de programa (“Programa Espectral”) es el tipo mas común encontrado en la industria y plantas manufacturas.
La cantidad de vibración (amplitud) puede ser determinada a una frecuencia especifica como un 1X RPM, 2X RPM, frecuencias de rodamientos defectuosa, la frecuencia de paso de alabe, frecuencia de línea (3600 CPM) y muchas otras. Un análisis usa estas frecuencias y amplitudes para determinar si la maquina esta en alarma (tiene demasiada vibración en una frecuencia particular) a fin de determinar la probable causa del problema de la maquina.
Un programa espectral requiere un colector de datos de simple canal acompañado con PMP y una computadora personal (con procesador matemático). El programa espectral requiere de 3 a 5 años para alcanzar su potencial máximo. Típicamente muchas de la maquina se diagnosticaran por desalineamiento o desbalance el cual corregido inmediatamente dará beneficios a la economía de la planta, reduciendo el costo de energía, así como la falta del componente.
Los pasos siguientes mantendrán exitosamente el “programa espectral”
• Organizar el diagnostico precoz en rodamientos y su seguimiento en el tiempo • Determinar el promedio • Colección de datos en 3 direcciones (horizontal, vertical, axial) • Compilar una impresión fuero de los informes electrónicos • Preformar los análisis de frecuencias de maquinas con alarmas o aquellas que muestren cambios significativos • Adquirir datos adicionales de campo (como fase o análisis con frecuencia con diferentes Fmax, líneas de resolución, etc.)
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Ventajas (comparadas solo para niveles de promedio)
• Puede detectar mayores defectos en maquinas con problemas mayores • Puede preformar un análisis preliminar sin retornar al campo • Usualmente permite determinar problemas exactos de rodamientos (pistas, bolas, etc.)
Desventajas (comparando solo niveles promedios)
• Es necesario colectar gran cantidad de datos • Instrumentos de software costosos • Requiere continuo entretenimiento • Mayor análisis de datos en el equipo
Las plantas que han empezado un “Programa Espectral” y que tiene mucha instrumentación y software, requiere formar diferencias tipo de programas PMP, así como técnicas de diagnostico.
Estas incluyen
avanzados diagnósticos, localización de softfoot, determinación de componentes de frecuencia natural.
Y
prueba, de comportamiento de maquina usada o nueva antes de la puesta de producción.
c) Supervisión de líneas Supervisión de líneas es cuando el monitoreo es adaptado para casos especiales como son las siguientes:
• Seguridad (Elo personal de PMP no puede monitorear unos puntos por riesgo a su integridad) • Puntos inaccesibles (dentro de l maquinaria, en la localización elevada, etc.) • Continuos monitoreos son requeridos (tomando datos cada 15 segundos).
Supervisión en líneas nos ayuda al personal a capturar datos de localizaciones donde ellos no puedan alcanzar, debido a su inaccesibilidad.
El monitoreo en línea puede detectar problemas, los cuales puede no descubrirse en la ruta mensual.
d) Diagnostico Técnico
Cada planta debe tener personal hábil que prepare la base de datos en el software (datos de la máquina, niveles de alarma, etc.).
El diagnóstico es un proceso de determinación del problema de la maquina, como un
desbalance, desalineamiento, poleas excéntricas, etc. Esto puede hacerse primero con el colector de datos
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durante una ruta PMP (Amplitud / Frecuencia). Sin embargo, el análisis espectral deberá ser completado con un análisis de fases para conseguir un diagnostico preciso, sobre todo cuando se presentan frecuencias 1X o 2X. *Algunas técnicas que deberá conocer el analista son las siguientes:
1.
Medición de fases
2.
Frecuencias naturales
3.
Pruebas de Run up y COSAT down
4.
STA
5.
Análisis de maquinas de velocidad variable
6.
Análisis de corriente
7.
ODS
8.
Análisis Modal
9.
Análisis de elementos finitos
10.
Otros
e) Maquinas especiales
Aplicable a maquinas no comunes (maquinas que son difíciles de monitorear en un típico programa PMP). Estas maquinas son caracterizadas por sus altas o bajas frecuencias, por lo que el PMP debe tener, la habilidad de tomar vibraciones, temperatura, o condición de operación.
*Obsérvese los siguientes casos:
Compresión de aire y chillers los cuales tienen muchas vibraciones de frecuencias presentes (como hacer tu ¿Cómo usted los ordena?)
f)
Baja velocidad de maquinas
Alta velocidad de maquinas
Compresoras Multietapas
Programa interno
Una de las dudas de las plantas industriales, para iniciar una PMP es ¿nosotros debemos hacer el trabajo o debemos contratar a especialistas en el campo? Muchas plantas prefieren hacer los contratos fuera del trabajo antes del primer año con el propósito de recibir las experiencias de los especialistas.
Los parámetros que deben incluirse son:
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Comparación de hardware, software e instrumentación Asignación del tiempo completo del personal PMP} Entrenamiento para uso de la colectora de datos Entrenamiento para uso de software Entrenamiento para el arreglo de programa o
Definición de maquinas
o
Construcción de ruta de maquinas
o
Construcción de la base de datos PMP
o
Colección de datos
Revisión Periódica de la base de datos Compilación de reportes Evaluación de la condición de maquinas Revisión de diagnostico de alarma Acciones correctivas Análisis post-intervención para asegurar que los problemas han sido superados en su totalidad Experiencia de los análisis
g) Programa externo
Llamado así cuando la Planta contrata a los especialistas que ofrece el PMP integral. Para ello, los contratistas deberán considerar los siguientes pasos:
Visite el sitio para establecer el programa Intervalos específicos de colección de datos con sus propios instrumentos Preparación de reportes, diagnostico investigación de la maquinaria compleja Entrenamiento de clientes para eventual toma del programa
10.6 EL EQUIPO RESPONSABLE DEL PMP El personal involucrado en el programa PMP, debe estar entrenado en las técnicas de vibración, colección de datos y análisis. Por lo tanto, es usual que un supervisor o un ingeniero sea puesto a cargo del programa. Además el plan deberá proporcionar entrenamiento en técnicas de diagnostico en el uso de la instrumentación y el software a fin de reforzar el plan PMP. Las habilidades requeridas en el diagnostico de vibración no son fáciles de obtener y requiere rapidez. Un plan debe estar deseoso por empezar a funcionar y el personal del departamento PMP, dedicarse a tiempo completo si quiere recibiré el entorno en su propia inversión.
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A continuación conceptos que debe saber
¿Tiene experiencia? o
¿Hay colectora de datos?
o
¿El programa incluye una base de datos?
o
¿Tiene experiencia en análisis de frecuencias?
o
¿Tiene experiencia en análisis de fases
Numero de gente dedicada al PMP Numero de personal medio tiempo dedicada al PMP ¿Espera la producción? ¿Cuánto tiempo? ¿Hay personal de rotación? Fijar a una encargada para manejar de entrenamiento resolver problemas difíciles de apoyo a temas que no estén dentro del programa
10.7 SELECCIÓN DE MAQUINARIAS
El mantenimiento predictivo es la condición de monitoreo de la maquina, lo cual nos permite obtener la disminución de paradas innecesarias por consiguientes el incremento de la producción se vera beneficiado. Esto es especialmente verdadero en un programa. Una sobrecarga puede llevar a que falle el programa minando el nivel de confianza del personal. Uno resuelve la situación con una cuidadosa identificación de cuales maquinas se incluirán en el programa y con que frecuencia se monitoreen.
Recuerde que la calificación de las maquinas va a depender de su costo, de as perdidas económicas en la producción por su paralización, por el peligro sobre el personal en caso que fallen, por el historial del equipo, etc.
Entonces según la calificación, las maquinas se incluirán en el PMP y se definirá la frecuencia del
monitoreo.
10.8 SELECCIÓN DEL INSTRUMENTAL Y SOFTWARE
La selección del instrumental de vibración y software correspondiente es vital para el futuro del PMP. Sin embargo, el detalle del conocimiento requiere una evaluación propia del existente instrumento y software. Muchos parámetros iniciales, así como rangos dinámicos, filtros antialias ing. Etc.
Se recomienda que plantas que no tienen experiencia deban contratar a un consultor.
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10.10 FIJACION Y ADQUISISION DE LAS ALARMAS
Preparar las alarmas en la base de datos es una de las mas importantes tareas en la preparación de un programa, así como determinar cual de las maquinas será de alta prioridad para la rutina. Se deben elaborar las alarmas espectrales para cada maquina.
10.10 FIJACION Y ADQUISISION DE LA BASE DE DATOS
Un duro y aterrador trabajo tendrá que procesar el analista en su computadora. Afortunadamente existe software PMP, con un buen menú para ayudar en el procesamiento de la base de datos. Así se construirá una base de datos, guardando en mente que usted controlara el envió de factores. Lo siguiente debe ser considerado cuando se prepara una base de datos
• ¿Son razonables las rutas? • ¿tienen todas las medidas de la maquina puntos bien identificados y bases de alarmas asignadas con algunos criterios razonables? • ¿Tienen el apropiado procedimiento para medir parámetros así como Fmax, criterio de líneas de resolución? • Muy importante conocer las velocidades (RPM) de la maquina
10.11 ALMACENAMIENO Y CONTROL DE DATOS
Es conveniente que el almacenamiento de datos en el software se haga ordenada y organizada (en exclusivos), agrupándolos por los planos y subdividiendolos en el archivo por máquinas.
Lo expuesto, permitirá descarga ordenamiento los datos de campo que han sido grabados en el colector de datos.
10.12 EFECTIVIDAD DEL PMP • Adquisición de software y hardware adecuado a sus necesidades • Personal de tiempo completo • Entrenamiento en los software • Entrenamiento en el arreglo del programa o
Definición de la ruta de maquinas
o
Construcción de base de datos
o
Poner niveles
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o
Colección de una básica de datos
• Evaluación periódica de los datos colectados • Tomar acciones correctivas • Hacer un post chequeo de la vibration
Recuerde cuando se pone en marcha un programa PMP con poca o ninguna experiencia, hay muchos errores a lo largo del camino. Siguiendo la puesta en marcha de su excelente PMP programa, se requiere de años de experiencia. Si medimos y contamos no se vera inmediatamente el pago hasta por lo menos un año luego de haber implementado el programa
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