Figura 7.- espectros amplitud vs frecuencia

UNIVERSIDAD VERACRUZANA
FACULTAD DE INGENIERIA
CAMPUS COATZACOALCOS
“ANÁLISIS CAUSA RAÍZ MEDIANTE VIBRACIONES A COMPRESOR
AERZEN DE TORNILLO”
TESIS
PARA OBTENER EL TÍTULO DE:
INGENIERO MECÁNICO ELÉCTRICO
PRESENTA:
WILBERT GARCÍA GONZÁLEZ
ASESOR:
ING. MANUEL LÓPEZ COBOS
COATZACOALCOS, VERACRUZ; 2011.
i
DEDICATORIA
A mis padres quienes me dieron la vida y han confiado ciegamente
en mi capacidad dándome todo lo necesario para concluir mis
estudios.
A mi novia, por ser una gran persona, compañera, amiga.
Gracias
Gregorio García Luis
Florentina González Fernández
Anel Canela García
ii
INTRODUCCIÓN ........................................................................................................ V
JUSTIFICACIÓN ....................................................................................................... VI
OBJETIVOS ............................................................................................................. VII
PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA ........................................................................ 1
HIPÓTESIS .................................................................................................................. 1
UNIDAD I
CONCEPTOS GENERALES DE VIBRACIÓN ............................................................ 3
1.1- VIBRACIÓN ......................................................................................... 3
1.1.1.- Frecuencia de vibración ........................................................... 4
1.1.2.- DESPLAZAMIENTO DE VIBRACIÓN ...................................................... 6
1.1.3.- VELOCIDAD DE VIBRACIÓN ............................................................... 6
1.1.4.- ACELERACIÓN DE LA VIBRACIÓN ....................................................... 7
1.1.5.- FASE ............................................................................................. 8
1.1.6.- FRECUENCIA NATURAL ................................................................... 9
1.1.7.- FRECUENCIA DE RESONANCIA ......................................................... 9
1.1.8.- UNIDADES DE MEDIDA ..................................................................... 9
1.1.9.- USO DEL DESPLAZAMIENTO, VELOCIDAD Y ACELERACIÓN ................. 10
1.1.10.- INSTRUMENTOS PARA MEDIR LA VIBRACIÓN ................................... 13
1.1.11- COLECTOR DE DATOS ................................................................... 13
1.1.12.- TRANSDUCTORES ....................................................................... 15
1.2.- ANÁLISIS DE LA VIBRACIÓN................................................................ 20
1.2.1.- Adquisición de datos .............................................................. 20
1.2.2.- Interpretación de los datos ..................................................... 23
iii
UNIDAD II
CONCEPTOS DEL COMPRESOR............................................................................ 47
2.1- EL COMPRESOR: DEFINICIÓN Y TIPOS .................................................. 47
2.1.1. - Etapas de compresión ........................................................... 47
2.1.2.- Clasificación .......................................................................... 49
Compresores de tornillo..................................................................... 51
UNIDAD III
ANALISIS DE VIBRACIONES EN COMPRESOR AERZEN DE TORNILLOS ......... 64
3.1.- METODOLOGÍA PARA EL
ANÁLISIS..................................................... 64
3.2.- PUNTOS A MEDIR ............................................................................ 66
COMPRESOR AERZEN SG-K12 .......................................................... 67
DIAGNÓSTICO DEL COMPRESOR SGK-12................................................... 78
RECOMENDACIÓN .................................................................................... 78
BIBLIOGRAFÍA ......................................................................................................... 79
ANEXOS .................................................................................................................... 80
INDICE DE ILUSTRACIONES
Figure 1. Onda senoidal............................................................................................ 5
Figure 2. Velocidad de la vibración ......................................................................... 7
Figure 3. Fase de la vibración .................................................................................. 8
Figure 4. Comparación de las mediciones.............................................................. 12
Figure 5: Transductores .......................................................................................... 19
Figure 6: Carta de Rathbone ................................................................................... 24
Figure 7: Espectro amplitud vs frecuencia ............................................................. 27
Figure 8: Análisis de cascada ................................................................................. 29
Figure 9: Diagrama de Bode .................................................................................. 31
Figure 10: Diagrama de Nyquist ............................................................................ 33
Figure 11: Waveform ............................................................................................. 35
FIGURE 12: ÓRBITA PRODUCIDA POR DESALINEAMIENTO ................... 37
Figure 13: Orbitas ................................................................................................... 38
Figure 14: Clasificación de compresores ............................................................... 49
iv
Introducción
El mantenimiento predictivo es una práctica en desarrollo en nuestro país,
aunque en estos últimos años se ha hecho más popular. La tecnología
necesaria para realizarlo esta en continuo desarrollo e investigación a nivel
mundial. Se conoce la teoría respecto del análisis de vibraciones y sus
beneficios, pero debido al alto costo de la instrumentación requerida para el
mismo, resulta difícil su aplicación, justificándose, únicamente, en equipos
muy costosos y sofisticados.
Se explicaran las técnicas que existen hoy en día para realizar un análisis
de vibración a equipos dinámicos, y que beneficios tiene cada uno; así como
la forma correcta de llevarlo acabo. Mencionando niveles óptimos de
vibración.
Lo anterior se aterrizara en el análisis de un equipo muy común en las
industrias, talleres etc. Que es el compresor de tornillo, se describe el tipo y
características principales del Compresor analizado, para comprender su
funcionamiento e identificar sus diferentes componentes. Luego se inicia el
estudio a fondo de las vibraciones mecánicas desde sus características
básicas hasta su utilización como herramienta en el diagnóstico prematuro
de fallas de maquinaria rotativa.
Finalmente se hace el análisis mediante las diferentes herramientas, y se
describe el estado en que se encuentra y se emite recomendaciones para
asegurar el buen desempeño de la máquina.
v
Justificación
El análisis de vibración se encuentra dentro de la clasificación de
mantenimiento predictivo, el cual tiene como finalidad detectar una falla antes
de que se haga notar de manera drástica e inesperada. De esta manera
dando tiempo de programar la reparación, conseguir repuestos, maximizando
el tiempo de vida del equipo.
Anteriormente, el análisis consistía en varios procesos con diferentes
equipos
de recolección y analizadores que tenían poca capacidad de
retención de información, robustos. Lo que daba como resultado un
diagnostico poco fiable. Hoy en día existen aparatos los cuales permiten
colectar y analizar, en poco tiempo, teniendo gran capacidad de almacenaje
de la información. La metodología para el análisis de vibraciones es variada y
esta en función de los equipos, los cuales al ser de construcción
diferente,
sus elementos rotatorios generan vibraciones características de ellos.
Puesto que se cuentan con las herramientas para diagnosticar, ahora es
necesario saberlo hacer, para ello este trabajo explicara la estructura del
compresor de tornillo, sus piezas y demás elementos.
vi
OBJETIVOS
General
Aplicar el análisis de vibraciones como herramienta del mantenimiento
predictivo para diagnosticar el estado de un compresor de aire tipo tornillo de
213 kw y encontrar el problema, el cual está ocasionando una vibración que
se encuentra fuera de los parámetros aceptables.
Específicos
 Describir de forma general las diferentes partes de las cuales consta el
compresor Aerzen utilizado con el fin de identificar, fácilmente, sus
componentes principales.
 Conocer las características del mantenimiento predictivo así como sus
técnicas más utilizadas y las aplicaciones, en las cuales brindan
mejores resultados.
 Realizar un estudio completo respecto de las vibraciones mecánicas,
desde sus características fundamentales hasta sus valores aceptables
de operación en máquinas rotativas.
 Conocer los tipos de fallas y la forma en que pueden ser
diagnosticados con la ayuda del análisis de vibraciones para
diferentes tipos de maquinaria.
 Mostrar mediante espectros las fallas en que puede incurrir un
compresor tipo tornillo.
vii
Planteamiento del problema
El análisis de vibración a equipos rotatorios es de gran importancia en el
aspecto económico para una empresa, y mas aun cuando están enfocados a
máquinas que se encuentran en procesos críticos. Un paro de estos equipos
significa mucho dinero, por lo cual las empresas no se dan ese lujo.
La forma más eficaz esto es mediante el mantenimiento predictivo con
aparatos de toma y análisis de vibración. Conocer la causa que provoca
que una maquina vibre es muy fundamental, ya que muchas veces en otro
tipos de mantenimiento solo se enfocan a reparar o remplazar la pieza
dañada, y no se procura saber que es lo que ocasionó ese defecto.
Por ello en este trabajo se ocupara de encontrar las causas raíces que
provocan vibración en el compresor Aerzen modelo VH 337 D.
Hipótesis
El diagnostico basado en el análisis de vibración permitirá encontrar la causa
de la vibración del compresor, sin necesidad de desarmar o desmontar pieza
alguna.
1
CAPITULO I
CONCEPTOS DE VIBRACIONES
2
Conceptos generales de vibración
1.1- Vibración
En su forma más sencilla, una vibración se puede considerar como la
oscilación o el movimiento repetitivo de un objeto alrededor de una posición
de equilibrio. La posición de equilibrio es la a la que llegará cuando la fuerza
que actúa sobre él sea cero. Este tipo de vibración se llama vibración de
cuerpo entero, lo que quiere decir que todas las partes del cuerpo se mueven
juntas en la misma dirección en cualquier momento.
La vibración de un objeto es causada por una fuerza de excitación. Esta
fuerza se puede aplicar externamente al objeto o puede tener su origen a
dentro del objeto. Mas adelante veremos que la proporción (frecuencia) y la
magnitud de la vibración de un objeto dado, están completamente
determinados por la fuerza de excitación, su dirección y frecuencia. Esa es
la razón porque un análisis de vibración puede determinar las fuerzas de
excitación actuando en una máquina. Esas fuerzas dependen del estado de
la máquina, y el conocimiento de sus características e interacciones permite
de diagnosticar un problema de la máquina.
De manera general la causa de la vibración reside en los problemas
mecánicos de una máquina. A continuación se presenta una lista de los
problemas más comunes que producen vibración, tales como:
3
Desbalance de piezas
rotativas
Fuerzas
electromagnéticas
Falta de alineamiento de
acoplamientos y rodamientos
Aflojamiento
Ejes vencidos
Rozamiento
Engranajes desgastados,
excéntricos o dañados
Resonancia
Bandas o cadenas de
transmisión en mala
condición
Rodamientos del tipo
antifricción deteriorados
1.1.1.- Frecuencia de vibración
La cantidad de tiempo requerida para llevar a cabo un ciclo completo de
un espectro de vibración se llama “período de vibración”. Si una máquina
realiza un ciclo completo de vibración en sexagésimo de segundo (1/60), se
dice que el periodo de vibración es igual a un sexagésimo de segundo. (Fig. 1)
La frecuencia de la vibración
es la medida de la cantidad de ciclos
completos que acontecen en un periodo de tiempo específico. La relación
entre la frecuencia y el período de un patrón de vibración es expresada
mediante la siguiente formula:
. Por lo general es expresada como cantidad de ciclos que acontecen
en un minuto, es decir, cpm.
Un tercer modo de especificar la frecuencia es en términos de cantidad de
ciclos por segundo, o sea en herz (Hz). Puesto que 1 Hz es igual a 60 cpm.
4
Si se cuenta con una frecuencia especificada en Hz, la misma podrá
convertirse en cpm, de la siguiente manera:
Figure 1. Onda senoidal
La frecuencia de la vibración es indispensable para poder identificar que
pieza es defectuosa y la índole del problema. Las fuerzas que dan lugar a la
vibración son generadas por el movimiento rotativo de los componentes de la
máquina. Por lo tanto dichas fuerzas cambiaran tanto en cantidad como en
dirección a medida que la pieza modifica su posición con respecto al
resultado de la máquina. Por resultado, la frecuencia de la vibración que se
produce dependerá de la velocidad rotatoria de la pieza afectada. Así,
conociendo la frecuencia de la vibración podemos identificar la pieza
defectuosa. Es también importante saber que los distintos problemas que
afectan las máquinas provocan vibraciones con frecuencias también distintas
lo que hace posible que identifiquemos la naturaleza del problema.
5
1.1.2.- Desplazamiento de vibración
La distancia total que atraviesa la parte que vibra, desde un extremo al
otro se denomina “desplazamiento pico a pico”, concepto que se expresa
ordinariamente en milésimos de pulgada (0.001”) o en el caso del sistema
métrico se expresa en micrones, esto es un millonésimo de un metro
(0.000001 m) o sea un milésimo de un milímetro (0.001 mm).
1.1.3.- Velocidad de vibración
Puesto que el peso vibrante está en movimiento (fig. 2), es obvio que se
mueve a cierta velocidad. Sin embargo, la velocidad del peso cambia
constantemente. Al llegar al límite superior del movimiento la velocidad es
cero dado que el peso se detiene antes de proceder en la dirección opuesta,
alcanzando el valor máximo al pasar el peso por su punto neutro. La
velocidad del movimiento es indudablemente una característica de la
vibración, pero, considerando que cambia constantemente durante el ciclo,
para la medición se selecciona la velocidad de “pico” mas elevada. Cuando
se utilizan las unidades de medida del sistema inglés, la velocidad de la
vibración se expresa como valor de pico en pulgadas por segundo, mientras
en el sistema métrico se expresará como valor de pico en milímetros por
segundo.
6
1.1.4.- Aceleración de la vibración
La medición de la aceleración vibratoria guarda una relación muy estrecha
con las fuerzas vibratorias que se aplican a la máquina, produciéndose
fuerzas bastante considerables a las frecuencias elevadas aun cuando sean
mínimos el desplazamiento y la velocidad de vibración. Esto se puede
apreciar con claridad al observar que la aceleración es función del
desplazamiento y la frecuencia cuadrados.
Por lo general se recomienda medir la aceleración vibratoria en el caso de
las frecuencias por encima de 60,000 cpm.
La velocidad se aproxima a cero en los límites de movimientos máximos.
Desde luego, cada vez que la pieza se para al límite el movimiento tendrá
que “acelerarse”, aumentando velocidad en su trayecto hacia el otro límite de
movimiento. Técnicamente dicho, la aceleración es el coeficiente del cambio
de velocidad.
La aceleración es expresada normalmente en g´s pico, siendo un g la
aceleración que produce la fuerza de gravedad en la superficie de la tierra.
Por un acuerdo internacional se ha dado a la cifra de 980,665 cm/seg2 ó
386,087 pulg/seg2 carácter de estándar para expresar la aceleración debido
a la gravedad.
Figure 2. Velocidad de la vibración
7
1.1.5.- Fase
Se define fase como la posición de una pieza que vibra en un instante
dado con relación a un punto fijo o a otra pieza que vibra.
En la práctica, las medidas de fase sirven para comparar un movimiento
vibracional con otro, o determinar como vibra una pieza con respecto a otra.
Por ejemplo, las dos pesas de la figura 3 vibran a la misma frecuencia y
desplazamiento, pero la pesa “1” se halla en él límite superior del movimiento
a la vez que la pesa “2” esta en la mitad. Trazando un ciclo completo de
movimiento de dichas pesas, y empezando por el mismo momento, vemos
que los puntos de desplazamiento pico están separados por 90º (un ciclo
completo es de 360º). Así que podríamos decir que estas dos pesas están
vibrando en desfasaje de 90º.
Figure 3. Fase de la vibración
8
1.1.6.- Frecuencia natural
Es la frecuencia a la cual vibrará una máquina o estructura cuando esté
sometida a una vibración espontánea. Se trata de la frecuencia a la cual una
máquina “prefiere” vibrar. Por ejemplo, cuando se toca una campana, ésta
vibrara a la frecuencia para la cual fue diseñada. La mayoría de las máquinas
y estructuras tienen muchas frecuencias naturales a las cuales vibrarán.
Cualquier fuerza momentánea provoca la excitación a una o más frecuencias
naturales.
1.1.7.- Frecuencia de resonancia
Es la frecuencia a la cual se produce la coincidencia entre una frecuencia
natural y una frecuencia de inducción. Por lo general, la vibración aumenta a
medida que la frecuencia de inducción se acerca a la frecuencia natural,
alcanzando su punto máximo cuando ambas coinciden.
La velocidad crítica se trata de un caso especial de frecuencia de
resonancia que se produce cuando la velocidad de rotación de una máquina
coincide con una frecuencia natural de la misma. En la mayoría de los casos,
se trata de una frecuencia natural del eje que causa su vencimiento con
grandes amplitudes de la vibración consiguientes.
1.1.8.- Unidades de medida
Los europeos usan por lo general las amplitudes de velocidad de valor
eficaz, en tanto que los estadounidenses han optado por los valores de
velocidad pico o de cresta, no obstante que la mayoría de los instrumentos
9
generan datos en valor eficaz (rms) y luego los multiplican por el factor de
conversión (1.414) para obtener la conocida velocidad pico o de cresta.
Esto se debe principalmente a que, en América, casi todas las tablas de
precisión para los diferentes tipos de equipos se han elaborado utilizando la
denominada velocidad pico.
Características de la
vibración
Frecuencia
Desplazamiento
Velocidad
Aceleración
Fase
Tabla 1: Unidades comunes de medida
Sistema ingles de medidas
Sistema métrico o decimal
CPM o Hz
CPM o Hz
Mils pico a pico
Micras, pico
Pulg/seg rms
Mm/seg rms
Pul/seg pico
Mm/seg pico
G pico
G rms
Grados
Grados
1.1.9.- Uso del desplazamiento, velocidad y aceleración
Las características de la vibración causada por el desplazamiento, velocidad
y aceleración son medidas para poder determinar la severidad de la
vibración. Estas características son a menudo definidas como la amplitud de
vibración.
Con referencia al funcionamiento de una maquina, la amplitud de la vibración
es el primer indicador de la condición de la misma. Cuanto mayor la amplitud
tanto más grave la vibración. Sin embargo. El hecho de que la amplitud de la
vibración puede ser medida en términos de desplazamiento, velocidad o
aceleración.
La medición de la velocidad de vibración está en relación directa con la
severidad de la vibración, para la mayoría de los fines generales de medición
de la vibración, éste es el parámetro de medición preferido. En líneas
generales, las vibraciones que acontecen en la gama de frecuencias
10
comprendida entre 600 y 60,000 cpm se mide mejor utilizando la velocidad
de vibración.
La medición del desplazamiento se utiliza en condiciones de esfuerzos
dinámicos, el desplazamiento de por si puede ser un mejor indicador de la
severidad de la situación. Generalmente, es en las bajas frecuencias que el
desplazamiento puede ser el mejor indicador dela severidad de la vibración;
típicamente, en la gama de frecuencias por debajo de los 600 cpm.
Se utiliza la medición de la aceleración ya que está relacionada con la
fuerza, y fuerzas relativamente significativas pueden presentarse a altas
frecuencias, aunque el desplazamiento y la velocidad sean mínimos. Por lo
tanto, a altas frecuencias, es decir de 60,000 cpm y más la aceleración
puede ser el mejor indicador de la severidad de la vibración. La figura 4.
Compara estos parámetros para mostrar donde son más efectivos y también
como convertir las unidades de un modo a otro.
11
Figure 4. Comparación de las mediciones
Universidad Veracruzana
Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Comparación de mediciones
Tesis Profesional
2011
Wilbert García González
Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 4
12
1.1.10.- Instrumentos para medir la vibración
Los instrumentos que sirven para medir la vibración mecánica se clasifican
generalmente en medidores, monitores o analizadores.
El medidor de vibración, es un instrumento portátil pequeño que
sirve para revisar periódicamente la vibración generada en las
máquinas rotativas para determinar el nivel de vibración global.
El monitor de vibraciones, es semejante a un vibrómetro o
medidor de vibraciones pero trabaja instalado permanente o
semi-permanente a fin de proporcionar una protección constante
contra la vibración mecánica excesiva. Normalmente, los
monitores de vibración incorporan relés de alarma y/o paro en
conjunto con niveles de vibración fijados, advirtiendo cuando la
vibración rebase un nivel dado.
El analizador, incorpora un filtro sintonizable para separar las
frecuencias individuales de las vibraciones complejas.
1.1.11- Colector de datos
Los colectores de datos de FFT (transformación rápida de fourier),
además de que pueden ser muy útiles en diversas situaciones de análisis,
son los instrumentos mas avanzados que pueden elegirse para los
programas de mantenimiento predictivo. La capacidad de la fft permite que la
forma de onda de tiempo capturada por estas unidades sea transformada en
un espectro de frecuencia y exhibida en un pequeño monitor (en general en
un lapso de 1 a 4 segundos, según el modo de acopio de datos, junto con el
lapso de frecuencia y las líneas de parámetros de resolución del
instrumento). El panel de control permite un cambio rápido de los parámetros
de pantalla, lo que es sumamente útil cuando se monitorean numerosas
máquinas diferentes y sus componentes, o al realizar un análisis de equipo
problemático. Además, la posibilidad de incrementar la velocidad de algunos
13
colectores de información permite medir simultáneamente dos diferentes
parámetros (velocidad y aceleración) con solo presionar el botón de guardar.
El colector de datos fue diseñado para el acopio de información
proveniente de numerosos componentes de maquinaria en una sola vuelta.
Además, es portátil y tiene la capacidad de guardar información para su
análisis posterior al regresar a la oficina. En general, el software elaborado
para funcionar con el colector de datos se instala en una computadora
personal, a la que se puede cargar una ruta o la que recibe datos
provenientes del colector de datos para el análisis del estado de la
maquinaria. Además, el colector de datos puede emplearse en el campo
como analizador debido a sus capacidades gráficas, de FFT y de tiempo real.
De igual manera, a casi todos los colectores de datos actuales se les
puede ajustar un fototacómetro o una lámpara estroboscópica para medir la
fase en diferentes puntos.
El rango de frecuencia del colector de datos promedio esta limitado por lo
general a unos 60 cpm en el extremo inferior y a unos 1,500,000 cpm en el
extremo superior, lo que puede suponer análisis o problemas de acopio de
datos. Sin embargo, en la actualidad hay ciertos colectores de datos que
permiten hacer mediciones muy bajas unos 6cpm o muy altas 1,800,000
cpm.
14
1.1.12.- Transductores
El transductor de vibraciones es un aparato que produce una señal
eléctrica que es una réplica o análogo del movimiento vibratorio al cual está
sujeto. Un buen transductor no debe agregar falsos componentes a la señal,
y debería producir señales uniformes en todo el rango de frecuencias que
nos interesa Los tipos diferentes de transductores responden a parámetros
diferentes de la fuente de vibración. , como se puede apreciar en la tabla
siguiente (tabla 2).
Nombre:
Sensible a
Sensor de Proximidad
Desplazamiento
Sensor de Velocidad
Velocidad
Acelerómetro
Aceleración
El Sensor de proximidad, también llamado "Sensor de Corriente de
Remolino", o "Transductor de Desplazamiento" es una unidad de montaje
permanente, y necesita un amplificador que condiciona la señal para generar
un voltaje de salida, proporcional a la distancia entre el transductor y la
extremidad de la flecha. Su operación está basada en un principio
magnético. y por eso, es sensible a las anomalías magnéticas en la flecha.
Se debe tener cuidado para evitar que la flecha sea magnetizada y que de
esta manera, la señal de salida sea contaminada. Es importante saber que el
transductor mide el desplazamiento relativo entre el rodamiento y el gorrón. ,
y no mide el nivel de vibración total de la flecha o del carter. El transductor de
desplazamiento está por lo general instalado en grandes máquinas con
rodamientos con gorrones , donde se usa para detectar fallas en los
rodamientos y para apagar la máquina antes que ocurra una falla
catastrófica.
15
Esos transductores se usan mucho en pares, separados por una
diferencia de orientación de 90 grados. Se pueden conectar a los platos
horizontales y verticales de un osciloscopio para señalar la órbita o la ruta del
gorrón, cuando está dando vueltas en el rodamiento.
La frecuencia de respuesta del transductor de desplazamiento va desde
DC (0 Hz) hasta alrededor de 1 000 Hz.
El sensor de velocidad está hecho con una bobina móvil fuera de un
imán estacionario. El principio de operación es el mismo. Un otro tipo de
transductor de velocidad consiste en un acelerómetro con un integrador
electrónico incluido. Esta unidad se llama un Velómetro y es en todos los
aspectos superiores al sensor de velocidad sísmico clásico.
El sensor de velocidad fue uno de los primeros transductores de vibración,
que fueron construidos. Consiste de una bobina de alambre y de un imán
colocado de tal manera que si se mueve el carter, el imán tiende a
permanecer inmòvil debido a su inercia. El movimiento relativo entre el
campo magnético y la bobina induce una corriente proporcional a la
velocidad del movimiento. De esta manera, la unidad produce una señal
directamente proporcional a la velocidad de la vibración. Es autogenerador y
no necesita de aditamentos electrónicos acondicionadores para funcionar.
Tiene una impedancia de salida eléctrica relativamente baja que lo hace
relativamente insensible a la inducción del ruido.
Aun tomando en cuenta estas ventajas, el transductor de velocidad tiene
muchas desventajas, que lo vuelven casi obsoleto para instalaciones nuevas,
aunque hoy en día todavía se usan varios miles. Es relativamente pesado y
complejo y por eso es caro, y su respuesta de frecuencia que va de 10 Hz a
1000 Hz es baja. El resorte y el imán forman un sistema resonante de baja
frecuencia, con una frecuencia natural de 10 Hz. La resonancia tiene que ser
16
altamente amortiguada, para evitar un pico importante en la respuesta a esta
frecuencia. El problema es que la amortiguación en cualquier diseño práctico
es sensible a la temperatura, y eso provoca que la respuesta de frecuencia y
la respuesta de fase dependan de la temperatura.
El acelerómetro de tipo de compresión como se muestra en el diagrama
fue el primer tipo a ser desarrollado. Por lo general se prefiere el
acelerómetro del tipo de cizallamiento, configurado de tal manera que el
elemento activo esta sujeto a fuerzas de cizallamiento.
También hay otros tipos de diseños para acelerómetros. Se puede
considerar al acelerómetro piezo eléctrico como el transductor estándar para
medición de vibración en máquinas. Se produce en varias configuraciones,
pero la ilustración del tipo a compresión sirve para describir el principio de la
operación. La masa sísmica está sujetada a la base con un perno axial, que
se apoya en un resorte circular. El elemento piezo eléctrico está ajustado
entre la base y la masa.
Cuando una materia está sujeta a una fuerza, se genera una carga
eléctrica entre sus superficies. Hay muchas materias de este tipo. Cuartzo se
usa más. También hay materias piezo eléctricos sintéticos que funcionan
bien y en algunos casos son capaces de funcionar a temperaturas más altas
que el cuartzo lo puede hacer. Si se incrementa la temperatura de un
material piezo eléctrico, se va llegar al llamado "punto curie" o " temperatura
curie" y se pierde la propiedad piezo eléctrica. Una vez que esto pasa, el
transductor está defectuoso y no se puede reparar. Cuando se mueve el
acelerómetro en la dirección arriba abajo, la fuerza que se requiere para
mover la masa sísmica esta soportada por el elemento activo. Según la
segunda ley de Newton, esa fuerza es proporcional a la aceleración de la
masa. La fuerza sobre el cristal produce la señal de salida, que por
consecuente es proporcional a la aceleración del transductor. Los
17
acelerómetros son lineales en el sentido de la amplitud, lo que quiere decir
que tienen un rango dinámico muy largo.
18
Sensor de proximidad
Sensor de velocidad
Acelerómetro
Figure 5: Transductores
Universidad Veracruzana
Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Transductores
Tesis Profesional
2011
Wilbert García González
Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 5
19
1.2.- Análisis de la vibración
El análisis de la vibración es un procedimiento en dos etapas que involucra la
adquisición y la interpretación de los datos relacionados con la vibración de
la maquinaria. Su finalidad es determinar las condiciones mecánicas de una
máquina, y señalar con precisión los eventuales defectos específicos,
mecánicos o funcionales.
1.2.1.- Adquisición de datos
La adquisición de datos es el primer paso esencial para el análisis de las
vibraciones, puesto que los datos para ser adecuados deben ser obtenidos
en las condiciones justas para la correcta interpretación de las condiciones
de una maquina. Por ejemplo, para determinar las condiciones de un motor
eléctrico
de 1750 rpm se deberán obtener datos de la velocidad de la
vibración; en cambio si la máquina es una caja de engranes de alta
velocidad, que esté funcionando a 6000 rpm, para evaluar las condiciones
será importante obtener datos relativos a la aceleración, además de la
velocidad de vibración.
La adquisición de datos requiere que se lleven a cabo los siguientes pasos:
1.- Determinación de las características de diseño y funcionamiento de la
máquina: velocidad de rotación, tipo de rodamiento, tipos de engranajes, etc.;
su historial de mantenimiento (problemas registrados); y sus condiciones
físicas según se observen (cimentación poco firme, ruidos, etc.). Además, las
condiciones operativas, la temperatura, cargas, velocidad de funcionamiento,
etc.
2.-
Determinación de la finalidad de la medición: una verificación periódica
rápida de las condiciones de la máquina, identificación y eliminación de un
20
problema del cual se sospecha la existencia, adquisición de datos para
establecer la línea base, etc.
3.- Selección del parámetro o parámetros de medición: desplazamiento,
velocidad, aceleración, demodulación y fase.
4.- Determinación de la posición y sentido de medición para los
transductores.
5.- Selección de los instrumentos de medición: medidores de vibración,
analizadores, etc.
6.- Selección de los transductores para la medición: captadores de velocidad,
acelerómetros, captadores de proximidad.
7.- Determinación del tipo especifico de datos requeridos: totales (banda
ancha), amplitud vs frecuencia, amplitud vs tiempo, demodulación y fase.
8.- Toma de mediciones: hay que determinar el orden más eficiente para la
toma de mediciones, vigilar la aparición de resultados inesperados, estar
preparado para tomar mediciones adicionales, revisar los datos obtenidos
para asegurar su validez.
La medición de la vibración se efectúa generalmente en los rodamientos de
una máquina. Los transductores deberán ser colocados lo más cerca posible
de los cojinetes de la máquina porque a través de ellos se transmiten las
fuerzas vibratorias. Los movimientos de los cojinetes son el resultado de las
fuerzas de reacción que actúan en la máquina.
21
Existen tres importantes sentidos para las mediciones: horizontal, vertical,
axial. Los sentidos horizontal y vertical a menudo son llamados direcciones
radiales.
22
1.2.2.- Interpretación de los datos
1.2.2.1.- Nivel de vibración
Para saber que cantidad de vibración se considera excesiva existen
gráficos de severidad. La figura es un ejemplo de lo que puede ser utilizado
como guía general para determinar la condición de una maquina. En este
grafico (Carta de RATHBONE), el eje horizontal esta calibrado en términos
de frecuencia de la vibración, y el eje vertical en términos de desplazamiento.
La zona entre las líneas diagonales representa varios niveles de severidad,
desde EXTREMADAMENTE SUAVE hasta MUY RUDO.
Si se mide una amplitud de desplazamiento de 0.3 mils de pulgada, cresta
a cresta, a una frecuencia de 3600 cpm, en el punto de cruce de estos dos
valores en el grafico se observará que la maquina esta funcionando en la
gama de niveles “Buenos”. El grafico indica claramente que la severidad de
la vibración de una maquina depende de la amplitud del desplazamiento y
de la frecuencia de la vibración. Al aumentar la frecuencia de la vibración, se
reduce la amplitud del desplazamiento para una condición dada.
El mismo grafico es de uso mucho más sencillo considerando la velocidad
de la vibración. Tómese nota que en cada una de las líneas que dividen el
área de severidad esta identificada con una cifra que indica la velocidad de la
vibración.(Figura.6).
23
Figure 6: Carta de Rathbone
24
Especificaciones De Bandas De Alarmas Espectral Para Diversos
Tipos De Maquinas De Velocidad De Operación.
Si bien es cierto la Figura 6, 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 III y IV.
TABLA III
CRITERIOS DE SEVERIDAD EN VALORES TOTALES (pulg/seg 0 –
Pico)
TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE, P.C.
1. Asumiendo velocidades de maquina = 600 a 60,000 RPM (10 – 1000 Hz)
2. Asumiendo mediciones con acelerómetro instalado lo mas cercano al
cojinete.
3. Asumiendo que la maquina no esta montada en aisladores de vibración
(para maquinas aisladas: Ajustar alarma un 30% - 50% más alto.
4. Considerar de alarmas de motor es igual que el tipo particular de
máquina conducida (salvo que se indique algo diferente).
5. Considerar las configuraciones de alarmas en las posiciones de los
engranes externos individuales un 25% mayor que para un tipo de maquina
particular
25
TABLA III
CRITERIOS DE SEVERIDAD EN VALORES TOTALES (pulg/seg 0 – Pico)
TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE, P.C.
TIPO DE MÁQUINA
BUENA
REGULAR
TRANSMISIONES DE TORRE DE ENFTO.
Flecha larga y hueca
Acoplamiento por bandas
Acopladas directamente
0-.375
0-.275
0-.200
.375-.600
.275-.425
.200-.300
.600
.425
.300
.900
.650
.450
COMPRESORAS
De movimiento alternativo
Tipo tornillo
Centrifuga con o sin caja de velocidades externa.
Centrifuga-engranaje integral (axiales)
Centrifuga-engranaje integral (radiales)
0-.325
0-.275
0-.200
0-.200
0-.150
.325-.500
.275-.425
.200-.300
.200-.300
.150-.250
.500
.425
.300
.300
.250
.750
.650
.450
.450
.375
0-.300
0-.275
.300-.450
.275-.425
.450
.425
.675
.650
0-.250
.250-.375
.375
.550
0-.250
0-.200
0-.175
0-.175
0-.150
.250-.375
.200-.300
.175-.275
.175-.275
.150-.250
.375
.300
.275
.275
.150
.550
.450
.400
.400
.375
JUEGOS DE MOTOR/ GENERADOR
Impulsados por banda
De acoplamiento directo
0-.275
0-.200
.275-.425
.200-.300
.425
.300
.675
.450
ENFRIADORES
De movimiento alternativo
Centrifugo (al aire libre): Separación de compresor y motor
Centrifugo (hermético): Con motor y rueda motriz internos
0-.250
0-.200
0-.150
.250-.400
.200-.300
.150-.225
.400
.300
.225
.600
.450
.300
TURBOGENERADORES GRANDES
Turbogeneradores de 3,600 rpm
Turbogeneradores de 1,800 rpm
0-.175
0-.150
.175-.275
.150-.225
.275
.225
.400
.350
BOMBAS CENTRIFUGAS
Bombas centrifugas verticales (12’-20’ de altura)
Bombas centrifugas verticales (8’-12’ de altura)
Bombas centrifugas verticales (5’-8’ de altura)
Bombas centrifugas verticales (0’-5’ de altura)
Bomba horizontal de uso gral. y acoplamiento directo
Bombas de alimentación para calderas
Bombas hidráulicas
0-.375
0-.325
0-.250
0-.200
0-.200
0-.200
0-.125
.375-.600
.325-.500
.250-.400
.200-.300
.200-.300
.200-.300
.125-.200
.600
.500
.400
.300
.300
.300
.200
.900
.750
.600
.450
.450
.450
.300
MÁQUINAS-HERRAMIENTA
Motor
Entrada de la caja de velocidades
Salida de la caja de velocidades
Husillos: a. Operaciones de desbastamiento
b. Acabado
c. Máquinado critico
0-.100
0-.150
0-.100
0-.075
0-.050
0-.030
.100-.175
.150-.175
.100-.175
.075-.125
.050-.075
.030-.050
.175
.225
.175
.125
.175
.050
.250
.350
.250
.175
.115
.075
SOPLADORES (VENTILADORES)
Giratorios tipo lóbulo
Accionados por bandas
Ventiladores grales de transmisión directa (con
acoplamiento)
Ventiladores de aire primario
Ventiladores de tiro forzado, grandes
Ventiladores de tiro inducido, grandes
Ventilador integral montado en eje (eje extendido de motor)
Ventilador axial con aletas guía
ALAR. 1
ALAR. 2
26
TABLA IV.- ESPECIFICACION DE BANDAS DE ALARMA DE ESPECTRO RECOMENDADA PARA VARIOS TIPOS DE MAQUINA
(BANDAS DE ESPECTRO DE VELOCIDAD PICO PARA MEDICIONES EN ALOJAMIENTOS DE MAQUINAS NO AISLADAS QUE FUNCIONAN A MAS DE 600 RPM)
CAS
ELEMENTO
BANDA 1
BANDA 2
BANDA 3
BANDA 4
BANDA 5
BANDA 6
O
A
Maquinas con cojinetes de elementos rodantes en gral sin aspas- Fijar Fmax=40 x rpm (Pero, si la velocidad< 1,700 rpm o si el cojinete es de rodamiento esférico o cónico, ver notas del caso A).
Frec. Menor de
1% Fmax
1.2 X rpm
2.2 X rpm
3.2 X rpm
12.2 X rpm
50% Fmax
banda
Frec. Mayor de
1.2 X rpm
2.2 X rpm
3.2 X rpm
12.2 X rpm
50% Fmax
100% Fmax
banda
Alarma de banda
90% alarma ttl
40% alarma ttl
30% alarma ttl
25% alarma ttl
20% alarma ttl
15% alarma ttl
NTE .105 pulg/seg
NE .080 pulg/seg
NE .070 pulg/seg
Descripción de la
(subsincrona hasta 1 X rpm)
(1 X rpm- 1.5 X rpm)
(2.5 X rpm- 3.0 X rpm)
(Frec. básica por defecto
(Frecs. De armónicas de
(Frecs. De armónicas de cojinete
cobertura de banda
de cojinete)
cojinete mas bajas)
mas altas y frecs. Naturales de cojinete)
Nota 1. Obtener la velocidad de alarma total de la tabla anterior. Además, Fmax = Frecuencia máxima para el espectro (en cpm o Hz). Si el cojinete es con rodamientos esféricos o cónicos, tomar Fmax = 50 X rpm
s:
2.
B
C
:
Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm fijar Fmax = 50 X rpm; si es a 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60 X rpm; si es a 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80 X rpm; si es a 600-799 rpm, fijar Fmax = 100 X rpm (Para detectar frecuencias
naturales de cojinetes).
Maquinas con chumaceras en gral sin aspas- Fijar Fmax=20 x rpm
Frec. Menor de
1% Fmax
0.8 X rpm
1.8 X rpm
2.8 X rpm
3.8 X rpm
10.2 X rpm
banda
Frec. Mayor de
0.8 X rpm
1.8 X rpm
2.8 X rpm
3.8 X rpm
10.2 X rpm
100% Fmax
banda
Alarma de banda
20% NE .085 pulg/seg
90% alarma ttl
40% alarma ttl
30% alarma ttl
25% alarma ttl
20% alarma ttl
Descripción de la
(Banda subsincrona)
(1 X rpm- 1.5 X rpm)
(2.0 X rpm- 2.5 X rpm)
(3.0 X rpm- 3.5 X rpm)
(4.0 X rpm- 10.0 X rpm)
cobertura de banda
Puntos de alta frecuencia en cajas de engranajes conociendo el numero de dientes- Fijar Fmax=3.25 x. Frec. del paso del engranaje (GMF). (No obstante ver nota del caso C, abajo).
Frec. Menor de
0.25 X GMF
0.75 X GMF
1.25 X GMF
1.75 X GMF
2.25 X GMF
banda
Frec. Mayor de
0.75 X GMF
1.25 X GMF
1.75 X GMF
2.25 X GMF
2.75 X GMF
banda
Alarma de banda
25% alarma ttl
70% alarma ttl
25% alarma ttl
25% alarma ttl
25% alarma ttl
(10.5 X rpm- Fmax)
2.75 X GMF
100% Fmax
40% alarma ttl
Descripción de la
(subsincrona hasta 1 X rpm)
(1 X rpm- 1.5 X rpm)
(2.5 X rpm- 3.0 X rpm)
(Frec. básica por defecto
(Frecs. De armónicas de
(Frecs. De armónicas de cojinete
cobertura de banda
de cojinete)
cojinete mas bajas)
mas altas y frecs. Naturales de cojinete)
Nota
En las cajas de engranes especificar si estos puntos de frecuencia alta corresponden hasta 3.25 x GMF, al igual que los puntos con alcances de frec. normal (como en los casos A o B, de arriba) sobre estas mismas
mediciones. Fijar Fmax = 3.25 x GMF y localizar los puntos próximos a los sitios de engranaje de cada serie de engranajes, utilizando la frec. de engranaje especifica en ese punto en particular. No obstante, recuérdese que las
amplitudes a frecuencias altas que se aproximan o que exceden la frec. natural de montaje del acelerómetro pueden resultar discutibles (como montaje de perno, de imán o de sonda de transductor). En muchos casos, el
transductor puede requerir montaje adhesivo o de pernos, y mediciones de aceleración debida a Fmax alta. Usar líneas de TFR de 1,600-3,200.
22
TABLA IV.- ESPECIFICACION DE BANDAS DE ALARMA DE ESPECTRO RECOMENDADA PARA VARIOS TIPOS DE MAQUINA
(BANDAS DE ESPECTRO DE VELOCIDAD PICO PARA MEDICIONES EN ALOJAMIENTOS DE MAQUINAS NO AISLADAS QUE FUNCIONAN A MAS DE 600 RPM)
CAS
O
D
:
ELEMENTO
BANDA 1
BANDA 2
BANDA 3
BANDA 4
BANDA 5
BANDA 6
Puntos de alta frecuencia en cajas de velocidades con numero de dientes desconocido- Fijar Fmax=200 x rpm de flecha en ese sitio en particular ( Ver, sin embargo, notas para el caso D)
Frec. Menor de
20 X rpm
50 X rpm
80 X rpm
110 X rpm
140 X rpm
170 X rpm
banda
Frec. Mayor de
50 X rpm
80 X rpm
110 X rpm
140 X rpm
170 X rpm
100% Fmax
banda
Alarma de banda
60% alarma ttl
60% alarma ttl
50% alarma ttl
50% alarma ttl
40% alarma ttl
40% alarma ttl
Descripción de la
(20 X rpm- 50 X rpm)
(50 X rpm- 80 X rpm)
(80 X rpm- 110 X rpm)
(110 X rpm- 140 X rpm)
(140 X rpm- 170 X rpm)
(170 X rpm- Fmax)
cobertura de banda
Nota 1. Rpm = velocidad de flecha en el punto de medición particular para el cual se están especificando bandas espectrales. si solo se conocen las velocidades de las cajas de velocidades de entrada y salida en una caja de
velocidades de etapas múltiples, asúmase un incremento de velocidad igual en cada engranaje ( por ejemplo, para una proporción de 16:1, en caja de velocidades de reducción doble, asúmase aprox. Una proporción de
velocidad de 4.0 en cada uno de los puntos de engranaje como punto de partida; después depúrese cuando se conozcan las velocidades reales). Nuevamente, especifíquense los puntos de medición tanto de la frecuencia
alta como de la frecuencia estándar como en el caso C. Tomar en cuenta las observaciones sobre la frecuencia natural de montaje del transductor hechas en la nota del caso C, arriba. En muchos casos, el transductor puede
requerir montaje adhesivo o con pernos, y mediciones de aceleración debidas a Fmax alta. Usar líneas de TFR de 3,200 para detectar bandas laterales 1x.
2. Una ves que se conoce el # de dientes de engranaje, sustituir estas bandas de alarma de espectro de inmediato con el plan mostrado en el caso C, arriba.
E
Puntos de frecuencia de paso de barras de rotor en motor eléctrico ( Tomando en la horizontal del cojinete ext. del motor)- Fijar Fmax=360,000 cpm ( Ver notas del caso E)
Frec. Menor de
30,000 cpm
85,000 cpm
140,000 cpm
195,000 cpm
250,000 cpm
305,000 cpm
banda
Frec. Mayor de
85,000 cpm
140,000 cpm
195,000 cpm
250,000 cpm
305,000 cpm
360,000 cpm
banda
Alarma de banda
.060 pulg/seg
.060 pulg/seg
.050 pulg/seg
.045 pulg/seg
.040 pulg/seg
.035 pulg/seg
Descripción de la
(30K-85K)
(85K- 140k)
(140K- 195k)
(195K- 250k)
(250K- 305k)
(305K- 360k)
cobertura de banda
Nota 1. El propósito de este punto en cada motor es detectar posibles frecuencias de paso de barras de rotor de 1X y 2X, que pueden estar acompañadas por bandas laterales de frec. de línea 2X ( en gral. A 7,200 cpm).
s:
2.
3.
4.
El caso E se aplica a motores cuyas velocidades fluctúan desde la nominal de 900 hasta 3,600 rpm
Hay que asegurarse de que el transductor este correctamente montado en la carcasa del motor debido a la Fmax muy alta. En gral., se debe tomar en dirección horizontal sobre la carcasa exterior del cojinete del motor.
Se deben usar líneas de TFR de 1,600 y 8 promedios para identificar claramente las posibles frecuencias de paso de barra de rotor y las bandas laterales de frec. de línea 2X.
F
Puntos de medición electromotriz de 12,000 cpm en la horizontal del cojinete interior del motor- Fijar Fmax=12,000 cpm (Para motores nominales de 600-3,600 rpm)
Frec. Menor de
240 cpm
2,000 cpm
4,000 cpm
6,000 cpm
8,000 cpm
10,000 cpm
banda
Frec. Mayor de
2,000 cpm
4,000 cpm
6,000 cpm
8,000 cpm
10,000 cpm
12,000 cpm
banda
Alarma de banda
Velocidad a
90% alarma ttl
40% alarma ttl
40% alarma ttl
35% alarma ttl
30% alarma ttl
25% alarma ttl
Velocidad b
30% alarma ttl
90% alarma ttl
Descripción de la
cobertura de banda
Velocidad a = 600-2,000 rpm
(Incluye frec. 2X FL y armónicas de velocidad de
Velocidad a = 2,000-4,000 rpm
funcionamiento
Nota 1. El propósito de este punto es tratar de separar las crestas de vibración mecánicas y eléctricas, en especial alrededor de 1x rpm y de FL 2x. Medir en dirección horizontal.
s:
2.
Deben utilizarse líneas de TFR de 3,200 y 2 promedios para separar claramente las frecuencias eléctricas y mecánicas, y para detectar bandas laterales de Frec. de paso de polos (FP= Frecuencia de deslizamiento x # de
Polos).
23
TABLA IV.- ESPECIFICACION DE BANDAS DE ALARMA DE ESPECTRO RECOMENDADA PARA VARIOS TIPOS DE MAQUINA
(BANDAS DE ESPECTRO DE VELOCIDAD PICO PARA MEDICIONES EN ALOJAMIENTOS DE MAQUINAS NO AISLADAS QUE FUNCIONAN A MAS DE 600 RPM)
CAS
O
G
Tipo
1
ELEMENTO
BANDA 1
BANDA 2
BANDA 3
BANDA 4
BANDA 5
BANDA 6
Tipos de máquinas especiales
Maquinas centrifugas con un numero conocido de aspas y cojinetes con elementos rodantes- Fijar Fmax = 40x rpm (Ver notas sobre rpm y tipo de cojinetes)
Frec. Menor de
banda
Frec. Mayor de
banda
Alarma de banda
1% Fmax
1.2 x rpm
2.2 x rpm
BPF-1.2 x rpm
BPF+1.2 x rpm
50% Fmax
1.2 x rpm
2.2 x rpm
(BPF-1.2 x rpm)
BPF+1.2 x rpm
50% Fmax
100% Fmax
90% alarma ttl
40% alarma ttl
35% alarma ttl
NE .120 pulg/seg
(2.5 x-Frec. básicas por
defecto de cojinete)
60% alarma ttl
NE .240 pulg/seg
(BPF bandas laterales 1x
rpm)
35% alarma ttl
20% alarma ttl
NE .120 pulg/seg
NE .070 pulg/seg
Descripción de la
(subsÍncrona hasta 1x rpm)
(1.5 x-2.0 x rpm)
(Frecs. Armónicas de
(Frecs. Armónicas de cojinete mas
cobertura de banda
cojinete más bajas y
altas y frecs. naturales de cojinete)
armónicas BPF)
Nota 1. BPF = Frecuencia de paso de aspas (por sus siglas en ingles) = Num. de aspas x rpm. Si es un cojinete Timken de rodamientos cónicos (o uno equivalente) o esféricos, tomar Fmax= 50x rpm, a menos que la velocidad <
s:
1,400 rpm (Ver siguiente nota).
2. Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm, fijar Fmax = 50x rpm; si es de = 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60x rpm; si es de = 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80x rpm; si es de = 600-799 rpm, fijar Fmax = 100x rpm (Para detectar
frecuencias naturales de cojinete).
Tipo
Maquinas centrifugas con un numero desconocido de aspas y cojinetes con elementos rodantes- Fijar Fmax = 40x rpm (Ver notas sobre rpm y tipo de cojinetes)
2
Frec. Menor de
1% Fmax
1.2 x rpm
2.2 x rpm
3.2 x rpm
6.8 x rpm
50% Fmax
banda
Frec. Mayor de
1.2 x rpm
2.2 x rpm
3.2 x rpm
6.8 x rpm
50% Fmax
100% Fmax
banda
Alarma de banda
90% alarma ttl
40% alarma ttl
30% alarma ttl
60% alarma ttl
35% alarma ttl
20% alarma ttl
NE .185 pulg/seg
NE .120 pulg/seg
NE .070 pulg/seg
Descripción de la
(subsincrona hasta 1x rpm)
(1.5 x-2.0 x rpm)
(2.5 x-3.0x rpm)
(Posibles BPF en
(Frecs. Armónicas de
(Frecs. Armónicas de cojinete mas
cobertura de banda
bombas y ventiladores)
cojinete más bajas y
altas y frecs. naturales de cojinete)
armónicas BPF)
Nota 1. Una ves que se conoce el # de aspas, sustituir estas bandas de alarma de espectro con el apartado Tipo 1, arriba. Si es un cojinete de rodamientos cónicos o esférico, fijar Fmax = 50x rpm, a menos que la velocidad sea <
s:
1,400 rpm (Ver siguiente nota).
2. Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm, fijar Fmax=50x rpm; si es de = 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60x rpm; si es de = 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80x rpm; si es de = 600-799 rpm, fijar Fmax = 100x rpm (Para detectar
frecuencias naturales de cojinete).
Tipo
Maquinas centrifugas equipadas con un numero indeterminado de aspas y cojinetes de manguito- Fijar Fmax = 20x rpm ó 1.2x BPF, la que sea mayor
3
Frec. Menor de
1% Fmax
0.8 x rpm
1.8 x rpm
3.8 x rpm
(BPF-1.2x rpm)
(BPF+1.2x rpm)
banda
Frec. Mayor de
0.8 x rpm
1.8 x rpm
3.8 x rpm
(BPF-1.2x rpm)
(BPF+1.2x rpm)
100% Fmax
banda
Alarma de banda
20% alarma ttl
90% alarma ttl
40% alarma ttl
30% alarma ttl
70% alarma ttl
35% alarma ttl
NE .085 pulg/seg
NE .240 pulg/seg
NE .120 pulg/seg
Descripción de la
(banda subsincrona)
(1.0 x-1.5 x rpm)
(2.5 x-3.5x rpm)
(4x-Armonicas de rpm
(Armónicas rpm y armónicas BPF
(BPF Bandas laterales
cobertura de banda
mas bajas)
mas altas)
1x)
Nota 1. BPF = Frecuencia de paso de aspas (por sus siglas en ingles) = # de aspas o aletas x rpm
:
Tipo
Maquinas centrifugas equipadas con un numero indeterminado de aspas (o aletas) y cojinetes de manguito- Fijar Fmax = 20x rpm ó 1.2x BPF, la que sea mayor
4
Frec. Menor de
1% Fmax
0.8 x rpm
1.8 x rpm
3.8 x rpm
7.8 x rpm
9.8 x rpm
banda
Frec. Mayor de
0.8 x rpm
1.8 x rpm
3.8 x rpm
7.8 x rpm
9.8 x rpm
100% Fmax
banda
Alarma de banda
20% alarma ttl
90% alarma ttl
40% alarma ttl
70% alarma ttl
25% alarma ttl
35% alarma ttl
NE .085 pulg/seg
NE .240 pulg/seg
NE .120 pulg/seg
Descripción de la
(banda subsincrona)
(1.0 x-1.5 x rpm)
(2.5 x-3.5x rpm)
(4x-7.5x rpm)
(8x-9.5x rpm)
(10x rpm-Fmax)
cobertura de banda
24
1.2.2.2.- Herramientas de análisis
1.- Amplitud vs Frecuencia (espectro)
2.- Amplitud vs Frecuencia vs Tiempo (diagrama de cascada)
3.- Amplitud y Fase vs RPM (diagrama de Bodé)
4.- Amplitud vs Fase (diagramas polares o de Nyquist)
5.- Time Waveform (proyección en el tiempo)
6.- Patrones de Lissajous (órbitas)
1.- Análisis de amplitud vs frecuencia (espectro)
El procedimiento de obtener y desplegar las amplitudes de vibración en el
dominio de la frecuencia, es quizá, la más útil de todas las técnicas de
análisis. Se estima que esta técnica permite identificar el 85% de los
problemas de vibración que tengan lugar en equipo rotativo. Sin embargo,
siempre es recomendable analizar el problema con alguna otra técnica para
simplificar la interpretación de los datos de vibración y emitir un diagnostico
certero.
Un espectro es una representación gráfica de la vibración en el dominio de
la frecuencia, con la amplitud de la vibración (desplazamiento, velocidad y
aceleración) en el eje Y y la frecuencia en el eje X (CPM o Hz). La figura 6 es
un ejemplo de un espectro.
Un espectro de vibración (conocido también como FFT- Transformación
Rápida de Fourier- o “firma”) traza o gráfica la amplitud (en mils, pulg/seg. o
G´s) en oposición a la frecuencia (cpm o Hz, como se ilustra en la figura 15).
En un análisis dentro del dominio del tiempo, donde el eje X es el tiempo
(seg. o min.), y él Y, una medida de amplitud de vibración (desplazamiento,
velocidad o aceleración) se muestra de manera precisa el movimiento real de
una máquina; sin embargo este análisis puede ser muy exhaustivo y molesto
25
cuando se tiene que determinar la frecuencia. Para calcular el periodo de
vibración (seg./ciclo), es necesario determinar el lapso que transcurre de una
cresta de interés a otra similar. Este ciclo o periodo de tiempo (T) debe
invertirse para obtener la frecuencia (F) y convertirlo después en las
unidades de frecuencia correspondientes (cpm, cps, Hertz).
Los instrumentos para vibraciones simplifican este proceso, pues son
capaces de desarrollar una Transformación Rápida de Fourier, la que se
conoce mas como FFT. Una FFT es la transformación realizada mediante
computadora (microprocesador) de los datos del dominio del tiempo (la
amplitud con relación al tiempo) en datos de dominio de frecuencia (la
amplitud con relación a la frecuencia).
La vista del dominio de frecuencia de la forma de onda de tiempo muestra
de manera gráfica cada onda sinusoidal simple como una línea vertical con
amplitud (determinada por su altura) y frecuencia (determinada por su
posición a lo largo del eje de frecuencia). Esta representación del dominio de
frecuencia se conoce como espectro. En ocasiones al espectro se le alude
como “firma” (señal de identificación) o “FFT”. Para el análisis de vibraciones,
los espectros son herramientas muy valiosas, pues sin ellos tendría que
darse a la ardua tarea de detectar y separar las formas de onda de tiempo en
elementos de frecuencia moderados para analizarlos.
26
Figure 7: Espectro amplitud vs frecuencia
Espectros tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)
27
2.-Análisis de amplitud vs frecuencia vs tiempo (análisis en cascada)
El análisis de amplitud vs frecuencia (espectro) resulta extremadamente
útil para identificar la mayoría de los problemas en maquinaria, sin embargo,
una gráfica de ese tipo puede mostrar únicamente las características de la
vibración para un solo instante de tiempo con la máquina operando a una
velocidad especifica de carga y bajo condiciones de carga especificas.
Existen muchos casos en que es muy útil observar y grabar los datos de
amplitud vs frecuencia vs tiempo repetida y rápidamente. Por ejemplo,
durante el arranque de una máquina, puede ser muy importante conocer
cuando se presentan las condiciones de resonancia o cuando se excitan las
velocidades críticas debido a las frecuencias generadas por los componentes
de la máquina. O bien, podría ser necesario evaluar las características de
amplitud y frecuencia de vida durante la transición en la carga, temperatura u
otras variables de operación.
La capacidad de alta velocidad de un analizador de espectro en tiempo
real es idealmente adecuada para estos requerimientos en el análisis de
amplitud vs frecuencia vs tiempo, la figura 8 a ilustra el diagrama de cascada
típico de la inestabilidad de chicoteo de aceite y la condición de resonancia
(velocidad crítica) excitada por el desbalance inherente del rotor. Este tipo de
gráficas son ideales para evaluar los efectos debidos a cambios de carga u
otro cambio en las condiciones de operación de la máquina que causen la
aparición de frecuencias de vibración adicionales, o bien, para detectar la
desaparición de frecuencias que ya existían.
28
Figure 8: Análisis de cascada
Figura 8a.- Diagrama de cascada típico de chicoteo de aceite
Espectros tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)
29
3.- Amplitud y fase vs rpm (diagramas de Bodé)
Debido a que cada objeto incluyendo las máquinas y sus soportes, tienen
frecuencias de resonancia particulares, donde una amplitud de vibración muy
alta puede resultar de una fuerza de excitación relativamente pequeña y
debido a que las máquinas generalmente son sistemas complejos y
consisten de muchos sistemas masa-resorte con varias frecuencias
naturales, la resonancia es un problema común.
Muchos problemas acerca de la respuesta de las máquinas debidas a las
fuerzas que causan la vibración se pueden entender a partir de un diagrama
de la Amplitud y Fase como una función de las rpm. La figura 9 ilustra un
diagrama típico de Amplitud y Fase vs rpm obtenido para el arranque o paro
de un motor eléctrico, a tales gráficas se les conoce como diagramas de
Bodé, en la figura 9 la frecuencia de resonancia se identifica claramente por
su amplitud pico característica y su correspondiente inversión de fase de
180°
Por supuesto, si en la velocidad de operación normal de la máquina se
presentara alguna fuerza excitadora que correspondiera a alguna de estas
frecuencias; debido al desbalance inherente, desalineamiento, fuerzas
aerodinámicas e hidráulicas, solturas mecánicas, chicoteo de aceite, etc.,
entonces se presentaría una probable e indeseable vibración destructiva. Por
esta razón, es de mucha ayuda conocer lo siguiente:
Que frecuencias de excitación son inherentes a la máquina en la
velocidad de operación. Las cuales pueden ser identificadas por el
empleo de diagramas de Bodé.
Cuales son las frecuencias de resonancia o naturales de la máquina o
estructura. Como se ve en la figura 9 estas dos pueden ser
identificadas por un diagrama de Bodé.
30
Figure 9: Diagrama de Bode
Diagrama Bode - 1X - Plot Types - Bode Plot - Horizontal
Vel Spec 1000 Hz "hi res."
150
100
deg
50
0
-50
-100
10
15
20
25
30
35
25
30
35
Hz
0,14
0,12
pulg/s 0-pk
0,1
0,08
0,06
0,04
0,02
0
10
15
20
Hz
Vel Spec 1000 Hz "hi res."
31
4.-Amplitud vs fase (diagramas de Nyquist)
Una técnica de uso frecuente para presentar los datos obtenidos del
monitoreo de vibraciones es la gráfica de amplitud vs fase, en la cual se
emplean coordenadas polares para su construcción. Estas gráficas son
conocidas comúnmente como diagramas de Nyquist o diagramas polares, las
gráficas de la figura 10, muestran una comparación de la gráfica de amplitud
vs fase contra la gráfica de amplitud y fase vs frecuencia, esta última se
gráfica empleando coordenadas cartesianas.
La gráfica de amplitud vs fase ofrece muchas ventajas comparado con los
diagramas de Bodé tales como:
Provee una indicación inmediata del vector de desbalanceo sin la
necesidad de comparar por separado las gráficas de amplitud y fase
Elimina las confusiones que aparecen en los diagramas de Bodé,
debidas a las discontinuidades de fase cuando esta cambia de 0 a 360
grados.
Elimina las discontinuidades de fase que aparecen en los diagramas
de Bodé cuando la amplitud de vibración se reduce a un nivel muy
bajo, es decir, cuando no se presenta una señal de vibración suficiente
para mantener una indicación de fase.
Los diagramas de Nyquist permiten que tanto la amplitud como la fase sea
representada en una sola gráfica durante un arranque o paro de la máquina.
Cuando se emplean sensores de proximidad el vector resultante de la
combinación de la desviación (runout) mecánica y la desviación eléctrica se
puede eliminar recalibrando el control de amplitud al origen de la gráfica
polar, mientras el vector de desviación es desplegado en la velocidad mínima
de operación de la máquina. La figura 18 muestra una comparación de los
diagramas de Nyquist que se obtienen con y sin recalibración de la
desviación de la flecha. Como se ilustra la desviación (run-out) puede
confundirse con un vector de desbalanceo a alguna velocidad de operación.
32
Se pueden comparar fácilmente los diagramas de Nyquist que se obtienen
de cada chumacera de una máquina en particular, (rotor eléctrico) debido a
que proporcionan información acerca de la forma modal asociada a cada
frecuencia de resonancia. Aunque la misma información e interpretación
podría obtenerse de los diagramas de Bodé la comparación es mucho más
fácil en los diagramas de amplitud y fase (Nyquist).
No obstante estas ventajas en muchas aplicaciones los diagramas de
Nyquist también tienen limitaciones cuando se comparan con las gráficas de
amplitud vs frecuencia. Las limitaciones son las siguientes:
Mientras los diagramas de Nyquist revelan la presencia y el significado de
las condiciones de resonancia durante el arranque o paro de la máquina,
estas gráficas no muestran la velocidad de referencia, es decir, no indican las
rpm a la cual tiene lugar la resonancia. Debido a ello es necesario un
monitoreo de la velocidad de la máquina e indicar manualmente los valores
de frecuencia en la gráfica.
El diagrama de Nyquist es una gráfica de la vibración de desbalanceo
(síncrono), por lo tanto restringe al análisis de vibraciones que se presenten a
1X. Muchas condiciones de resonancia son excitadas por frecuencias de
vibración diferentes a 1X, dado que se presentan problemas adicionales de
inestabilidad tales como el chicoteo de aceite, resonancias por orbitación o
rozamientos, estas condiciones ocurren a frecuencias no síncronas.
Figure 10: Diagrama de Nyquist
33
5.-Análisis de forma de onda (waveform)
Aunque la herramienta de amplitud vs frecuencia generalmente es
empleada para el análisis de vibración de la mayoría de los problemas que
tienen lugar en turbomáquinas, en algunos casos se requiere información
adicional para él diagnostico de algún problema en particular o el estudio del
comportamiento dinámico de una máquina bajo condiciones especificas de
operación.
Un análisis de amplitud vs frecuencia no siempre proporciona una
información completa de las características de vibración, algunos problemas
mecánicos podrían presentarse a frecuencias idénticas y tener considerables
diferencias en su comportamiento dinámico. Para ilustrar lo anterior
considérese la vibración generada por un engrane que tiene un diente
despostillado, roto o deformado. Él engrane defectuoso tendrá contacto con
el otro engrane una vez por revolución, como resultado se presentara una
frecuencia de vibración igual a 1X generada por él engrane dañado, la
anterior es la misma frecuencia que presenta el desbalance. Por lo tanto, si
únicamente se empleara un análisis de amplitud vs frecuencia es muy
posible que él engrane defectuoso pudiera ser confundido con una condición
de desbalance. Sin embargo, la forma de onda generada por el diente del
engrane se diferenciara considerablemente
de la causada por un
desbalance. El desbalance producirá una forma de onda senoidal, mientras
que el diente defectuoso al estar en contacto únicamente un breve instante
de tiempo por cada ciclo producirá un pico distintivo.
Otro beneficio del empleo del análisis de proyección en el tiempo consiste
en la observación de vibraciones instantáneas.
34
Figure 11: Waveform
Universidad Veracruzana
Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Esquema general (Rodamientos)
Tesis Profesional
2011
Wilbert García González
Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 11
Espectros y forma de onda tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)
35
6.- Órbitas de Lissajous
Otra técnica es la montadura radial de sensores de proximidad en
chumaceras, los ejes de medición se separan 90°, la señal de un sensor es
desplegada en el eje horizontal mientras que la otra señal es desplegada en
el eje vertical. La gráfica mostrada representara el movimiento total de la
flecha dentro de la chumacera. Tales gráficas son llamadas patrones de
Lissajous y también son conocidas como órbitas.
Físicamente las órbitas representan el movimiento de un elemento de una
máquina, dentro de un plano de medición; esto es, el movimiento real dentro
de un espacio plano.
Generalmente se refiere al movimiento del eje dentro de sus cojinetes,
cuando se tienen cojinetes de película de lubricantes; eventualmente, pueden
referirse al movimiento de las tapas de los cojinetes o cajas de rodamientos.
En todos los casos, representan y describen finalmente el movimiento del
elemento en cuestión, y su interpretación es directa; así se mueve el
elemento.
En una máquina rotativa, el movimiento del eje, o el que este transmite a
sus apoyos, debe ser razonablemente circular, con relación entre eje mayor y
eje menor de 2:1, aun para cojinetes de geometría asimétrica, cualquier
desviación de este patrón de comportamiento, identificara automáticamente,
una condición de trabajo anormal, y en este sentido él diagnóstico de la
presencia de una falla, se convierte en algo sencillo y seguro mediante el
análisis de órbitas.
La orbita típica de un eje sobre rodamientos de película fluida (chumaceras)
con diferentes grados de desalineamiento, se muestran en la figura 12.
36
FIGURE 12: ÓRBITA PRODUCIDA POR DESALINEAMIENTO
Rodamiento de película fluida
Órbita típica de un eje sin que este
sometido a fuerzas externas. La forma
elíptica es debido a la diferente rigidez
vertical y horizontal de la máquina.
Si se aplica ahora una fuerza hacia
abajo provocada por el desalineamiento
del eje, la forma elíptica se aplana, el
desalineamiento limita el movimiento
vertical del eje.
Si
la
fuerza
proveniente
del
desalineamiento incrementa, la órbita
continua aplanándose y distorsionando.
Cuando la fuerza incrementa la órbita
presenta una forma torcida
Cuando la fuerza es suficiente grande la
órbita cambia en forma de “8”, es
entonces cuando aparece en el
espectro un componente grande en 2X.
37
Figura 13.- a) orbita filtrada a 1 revolución 1X
Figure 13: Orbitas
Orbita - Plot Types - Orbit
13/06/2006 7:45:36
Filter: 1X
Revolution: 1
0,04
mm (Vertical)
0,02
0
-0,02
-0,04
-0,04
13/06/2006 7:45:36
-0,02
0
mm (Horizontal)
0,02
0,04
650,782 RPM
Figura 13.- b) forma de onda característico de la figura anterior.
Órbita y forma de onda tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)
38
Tabla V.- Significados típicos con orbitales Lissajous:
PROBLEMA
DESBALANCE
DESALINEAMIENTO
DESALINEAMIENTO Y
SOLTURA
DESBALACE RESONANCIA
ROCE DEL ROTOR
OIL WHIRL
ÓRBITA
OBSERVACIONES
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.
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.
Las 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”. Si la
componente a 1X RPM esta entre la mitad
y 2 veces la amplitud de la componente 2X
RPM
Observe como cambia el “Punto negro” si
el eje está girando por debajo de su
primera velocidad crítica e incrementamos
las RPM hasta superar dicha velocidad
crítica, habrá un 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”.
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.
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).
39
1.2.2.3.- Análisis mediante la carta de diagnóstico
Uso de los Espectros Vibracionales en el Diagnóstico de Máquina (Carta
de Diagnóstico).
El modo de análisis o el modo de colección de datos, permite que la
información pueda ser adquirida y utilizada. Así una rápida referencia, la
tenemos en el “Cuadro de ilustración de Diagnóstico Vibracional mostrando
en la tabla I 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.
40
TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
FUENTE DEL
PROBLEMA
Desbalance
A. Desbalance
Estático
B. Desbalance de
Par de Fuerzas
C. Desbalance
Dinámico
D. Desbalance de
Rotor en Voladizo
ESPECTRO
TÍPICO
RELACIÓN
DE FASE
OBSERVACIONES
El Desbalance Estático estará en fase y estable. La amplitud debido al desbalance
aumentara por el cuadrado de la velocidad incrementada estando por debajo de la
primera crítica del rotor (un incremento de velocidad de 3X = una vibración a 9X
mayor).1XRPM siempre estará presente y por lo general domina el espectro. Puede
ser corregido colocando un solo peso de corrección de balance en un plano en el
Centro de Gravedad del Rotor (CG). Una diferencia de fase aproximadamente de 0°
debe existir entre los Horizontales OB&IB, así como entre las Verticales OB&IB.
Usualmente también ocurre una diferencia de fase aproximadamente de 90° entre
las lecturas de fase Horizontal y Vertical en cada rodamiento del rotor
desbalanceado (±30°).
Un Desbalance de Par de Fuerzas resulta en un desfase de 180° del movimiento en
el mismo eje. 1XRPM siempre esta presente y normalmente domina el espectro. La
amplitud varia por el cuadrado de la velocidad incrementada por debajo de la
primera velocidad crítica del rotor. Puede causar una alta vibración axial así como
radial. La corrección requiere la colocación de los pesos de balanceo en al menos 2
planos. Note que debe existir una diferencia aproximada de 180° entre las
Horizontales OB&IB así como entre las Verticales OB&IB. También usualmente
ocurre una diferencia aproximada de 90° entre las lecturas Horizontal y vertical en
cada rodamiento (±30°).
El Desbalance Dinámico es el tipo de desbalance que se consigue mas
comúnmente y es una combinación de Desbalanceo estático y de par de fuerzas.
1XRPM domina el espectro y realmente necesita una corrección en 2 planos. Aquí la
diferencia de fase Radial entre los rodamientos externos e internos puede estar en
cualquier lugar del rango entre 0° y 180°. Sin embargo, la diferencia de fase
Horizontal debe de cuadrar usualmente con la diferencia de fase Vertical, cuando se
comparan las mediciones de los rodamientos externos e internos (±30°). Si el
desbalance predomina una diferencia de fase de 90° resulta entre las lecturas
Horizontal y Vertical de cada rodamiento (±40°).
El Desbalance de Rotor en Voladizo causa un alto 1XRPM en las direcciones Axial y
Radial. Las lecturas Axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de
fase Radial pueden estar inestables. Sin embargo, las diferencias de fase Horizontal
usualmente cuadran con las diferencias de fase Vertical en el rotor desbalanceado
(±30°). Los Rotores en Voladizo tienen desbalances Estáticos y de Par de Fuerzas,
cada uno de los cuales requiere una corrección. Así, los pesos de corrección casi
siempre tendrán que ser colocados en dos planos para contrarrestar ambos
desbalances, el estático y el de par de fuerzas.
Rotor Excéntrico
La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación esta fuera de la línea de centro
geométrico de una polea, engranaje, rodamiento, armadura del motor, etc. La
vibración mayor ocurre a 1XRPM del componente excéntrico en una dirección a
través de la línea que une el centro de ambos rotores. Comparativamente, las
lecturas de fases Horizontales y verticales usualmente difieren 0° ó 180° (cada una
de las cuales indica el movimiento en línea recta). El intentar balancear un rotor
excéntrico resulta en reducir la vibración en un dirección radial pero incrementarla
en la otra (dependiendo de la cantidad de excentricidad).
Eje Doblado
Los problemas de Eje Doblado causan una alta vibración axial con una diferencia de
fase axial tendiendo a 180 ° en el mismo componente de la máquina. La vibración
dominante ocurre normalmente a 1X si esta doblado cerca del centro del eje, pero
ocurre a 2X si esta doblado cerca del acople. (ser cuidadoso al tomar en cuenta la
orientación del transmisor para cada medición axial si usted voltea la dirección de la
probeta). Use un indicador de dial para confirmar el doblez de eje.
Desalineación
La Desalineación Angular se caracteriza por una alta vibración axial, 180° fuera de
fase a través del acople típicamente tendrá una vibración axial en 1XRPM y 2XRPM.
Sin embargo no es inusual que tanto 1X, 2X ó 3X domine. Estos síntomas también
pueden indicar problemas de acople. Una severa desalineación angular puede
excitar muchas armónicas de 1XRPM. A diferencia de la soltura mecánica de tipo C,
estas múltiples armónicas no tienen típicamente un incremento de ruido en el piso
del espectro.
A. Desalineación
Angular
B. Desalineación
Paralela
C. Desalineación de
Rodamiento
Inclinado Sobre el Eje
RESONANCIA
La desalineación paralela posee síntomas de vibración similares a la angular pero
muestra una alta vibración radial que se aproxima a 180° fuera de fase a través del
acople. 2X es por lo regular mayor que 1X, pero su altura respecto a 1X es por lo
general debida a el tipo de acople y construcción de este. Cuando cualquier
desalineación, Angular o Radial, se vuelve severa, puede generar tanto picos de
gran amplitud a altas armónicas (4X-8X) como también toda una serie de armónicas
de alta frecuencia, similares en apariencia a la soltura mecánica. El tipo de acople y
el material influyen de gran manera a todo el espectro cuando la desalineación es
severa. No presenta por lo general un incremento de ruido en el piso.
Un rodamiento inclinado genera una vibración Axial considerable. Puede causar un
movimiento torsional con un cambio de fase aproximado de 180° de arriba a abajo
y/o de lado a lado cuando se mide en dirección Axial de la misma carcaza del
rodamiento. Intentos de alinear el acople o balancear el rotor no aliviara el problema.
Es necesario remover el cojinete e instalarlo correctamente.
La resonancia ocurre cuando una frecuencia forzada coincide con una frecuencia
natural del sistema, y puede causar una amplificación dramática de las amplitudes,
lo que puede resultar en una falla prematura o incluso catastrófica. Esta puede ser
una frecuencia natural del rotor, pero a menudo puede ser originada por el bastidor,
la cimentación, caja de engranajes e incluso las correas de transmisión. Si un rotor
esta o se aproxima a la resonancia puede ser prácticamente imposible balancearlo
debido al enorme cambio de fase que experimenta (90 ° en resonancia, cerca de
180 ° cuando la atraviesa). A menudo requiere el cambio de la frecuencia natural a
una frecuencia mayor o menor. Generalmente las frecuencias naturales no cambian
con un cambio en la velocidad, lo que ayuda a su identificación.
41
TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
FUENTE DEL
PROBLEMA
ESPECTRO
TÍPICO
RELACIÓN
DE FASE
Soltura
mecánica
NOTESE EL LEVANTAMIENTO DEL PISO
INDICANDO SOLTURA
Roce (Fricción) del Rotor
Cojinetes
A. Problemas por
Desgaste o Juego.
NOTESE EL LEVANTAMIENTO DEL PISO INDICANDO SOLTURA
B. Inestabilidad por
Remolino de
Aceite
C. Inestabilidad por
Latigazo de Aceite
OBSERVACIONES
La soltura mecánica esta indicada para un espectro de vibración de tipo A, B o C.
Tipo A es causada por soltura/debilitamiento estructural del pie de la máquina, la
placa base o cimentación, también por una sedimentación deteriorada, soltura de los
pernos que sujetan a la base y distorsión del bastidor o base (Ej. Pata floja). El
análisis de fase puede revelar una diferencia de 90° a 180° entre la medición
Vertical de los pernos, pie de máquina, placa base o la base misma.
Tipo B es generalmente causada por soltura de los pernos de la bancada, fisuras en
la estructura del bastidor o en el pedestal del cojinete.
Tipo C es normalmente generada por un ajuste inadecuado entre las partes
Componentes, que puede causar numerosas armónicas debidas a respuestas
no lineales de partes flojas a fuerzas dinámicas del rotor. Causa un truncamiento de
la Onda de Tiempo y un ruido elevado en el suelo del espectro. La tipo C es
causada con frecuencia por el aflojamiento de un cojinete en su caja, por un espacio
excesivo en la camisa o los elementos rodantes del rodamiento, un impulsor o eje
flojo, etc. La fase tipo C es con frecuencia inestable y puede variar ampliamente de
un arranque al siguiente. La soltura mecánica es a menudo altamente direccional y
puede causar lecturas notablemente diferentes si se comparan niveles en
incrementos de 30° en dirección radial alrededor de la carcaza del rodamiento.
También nótese que la soltura podrá causar múltiples sub-amónicas exactamente a
1/2 o 1/3XRPM (0.5X, 1.5X, 2.5X,. etc.).
El Roce del Rotor produce un espectro similar al de la soltura mecánica cuando las
partes giratorias entran en contacto con los componentes fijos. La fricción puede ser
parcial o en toda la revolución del rotor. Usualmente genera una serie de
frecuencias, lo que por lo general excita una o mas resonancias. A menudo existen
sub-armónicas de fracción integra, de la velocidad de fraccionamiento (1/2, 1/3, 1/4,
1/5,...1/n). Dependiendo de la ubicación de la frecuencias naturales del rotor. La
fricción del rotor puede excitar numerosas frecuencias altas (similar al ruido de
banda ancha que se produce al pasar una tiza por un pizarrón) puede ser muy grave
y de corta duración si es causado por el eje haciendo contacto con el Babbit del
cojinete. Una fricción anular total alrededor de toda la revolución del eje puede
inducir una “precesión reversa” con el rotor girando rápidamente a la velocidad
crítica en dirección opuesta a la rotación del eje (inherentemente inestable que
puede llevar a una falla catastrófica).
Etapas posteriores del desgaste de cojinete son normalmente puestas en evidencia
debido a la presencia de series completas de armónicas de velocidad de
funcionamiento (hasta 10 o 20). Cojinetes gastados a menudo permiten altas
amplitudes Verticales en comparación con las Horizontales, pero solo mostraran un
pico pronunciado a 1XRPM. Los cojinetes con soltura (juego) excesivo pueden
permitir que un desbalance y/o desalineación menor cause una alta vibración que
seria mucho menor si el juego del cojinete se ajustara a las especificaciones.
La Inestabilidad por Remolino de Aceite ocurre a .40-.48XRPM y a menudo es
bastante grave. Se le considera excesiva cuando la amplitud excede el 40% de la
holgura del cojinete. El remolino de aceite es una vibración de la película de aceite
donde las desviaciones en las condiciones normales de operación (ángulo de
disposición y radio de excentricidad) causan que una cuña de aceite “empuje” al eje
dentro del cojinete. La fuerza desestabilizadora en dirección de la rotación resulta en
un remolino (precesión hacia adelante). El remolino de aceite es inestable ya que
incrementa las fuerzas centrifugas que aumentan las fuerzas del remolino. Puede
causar que el aceite no soporte al eje, o puede convertirse en inestable cuando la
frecuencia del remolino coincide con una frecuencia natural del rotor. Cambios en la
viscosidad del aceite, presión de lubricación y cargas previas externas pueden
afectar al remolino de aceite.
El Latigazo de Aceite puede ocurrir si la máquina opera a o sobre 2X la frecuencia.
Crítica del rotor. Cuando el motor alcanza dos veces la velocidad crítica, el remolino
estará muy cercano a la crítica del rotor y podrá causar una vibración excesiva que
la película de aceite no sea capaz de soportar. La velocidad del remolino se
“congela” en el punto crítico del rotor y este pico no pasará a través aunque a la
máquina se lleve a velocidades más y más altas.
REMOLINO DE ACEITE
RODAMIENTOS
(4 Etapas de daño)
fn = Frecuencias Naturales de Los
Componentes y de la Estructura
de Soporte del Rodamiento
Instalado.
FRECUENCIAS DE DEFECTO DEL COJINETE:
Donde:
BPFI = Frecuencia de la Pista Interna
BPFO = Frecuencia de la Pista Externa
BSF = Frecuencia de Giro de Bola / Rodillo
FTF = Frec. Fundamental de la Jaula.
Nb = Número de Bolas o Rodillos
Bd = Diámetro de Bola / Rodillo (pulg. o
mm)
= Ángulo de Contacto (grados)
4 ETAPAS DE DAÑO DEL RODAMIENTO
ETAPA 1: Las primeras indicaciones de problemas en los rodamientos aparecen en
las frecuencias ultrasónicas que oscilan entre 250,000 - 350,000 Hz; luego, a
medida que se incrementa el desgaste, cae a aproximadamente 20,000 - 60,000 Hz
(1,200,000 - 3,600,000 CPM). Éstas son frecuencias evaluadas por el filtro Spike
Energy (gSE), por HFD(g) y por el Pulso de Choque (dB). Por ejemplo, la energía de
Spike Energy puede aparecer por primera vez a aproximadamente .25 gSE en la
Etapa 1 (el valor real depende de la ubicación de la lectura y de la velocidad de giro
de la máquina). La adquisición de espectros envolventes de alta frecuencia confirma
si el cojinete se encuentra o no en la Etapa 1 de Daño.
ETAPA 2: Los defectos ligeros del rodamiento comienzan a “excitar” las frecuencias
naturales (fn) de sus componentes, que generalmente ocurren en un rango de 30K 120KCPM. Dichas frecuencias naturales también pueden ser resonancias de las
estructuras de apoyo del rodamiento. Las frecuencias de bandas laterales aparecen
arriba y abajo del pico de frecuencia natural al final de la Etapa 2. La energía Spike
Energy crece (por ejemplo, de .25 a .50 gSE).
ETAPA 3: Aparecen armónicas y frecuencias de defectos del rodamiento. A medida
que eldesgaste progresa, aparecen más armónicas de frecuencias de defecto y el
número de bandas laterales crecen, tanto alrededor de éstas y de las frecuencias
naturales del componente del cojinete. La energía Spike Energy continúa
incrementándose (por ejemplo, de .5 a más de 1 gSE). En esta etapa por lo general el
desgaste es visible y se puede extender a toda la periferia del cojinete, sobre todo
cuando varias bandas laterales bien formadas acompañan a las armónicas de
frecuencias de defecto del rodamiento. Los espectros demodulados de alta frecuencia
y envolventes ayudan a confirmar la Etapa III.
¡Reemplace los rodamientos ahora! (independientemente de las amplitudes de
frecuencia defectuosas del rodamiento en los espectros de vibración).
ETAPA 4: Hacia el final, incluso se afecta la amplitud 1X RPM. Crece, y
normalmente causa el crecimiento de muchas armónicas de 1X. Las frecuencias
naturales discretas de rodamientos y de componentes comienzan a “desaparecer” y
se reemplazan con “piso de ruido” de alta frecuencia, de banda ancha y aleatorio.
Además, las amplitudes tanto del piso de ruido de alta frecuencia y de Spike Energy
pueden en efecto disminuir; sin embargo, justo previo al paro catastrófico, la energía
Spike Energy y HFD por lo general crecen a amplitudes excesivas.
42
TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
FUENTE DEL
PROBLEMA
ESPECTRO
TÍPICO
FUERZAS HIDRÁULICAS Y AERODINÁMICAS
OBSERVACIONES
BPF= # ALABES X RPM
A.PASO DE ALABES/
PASO DE ASPAS
BPF= FRECUENCIA
DEL PASO DE ALABES DE
ASPAS
B.TURBULENCIA DEL
FLUJO
C. CAVITACIÓN
ENGRANES
A. ESPECTRO
NORMAL
B. DESGASTE
DEL DIENTE
C. CARGA
DEL DIENTE
D. EXCENTRICIDAD
DEL ENGRANE Y
BACKLASH
E. DESALINEACIÓN
DEL ENGRANE
F. DIENTE
ESTRELLADO/ROTO
G. PROBLEMAS DE
FASE EN EL
ENSAMBLAJE
DEL ENGRANE
1000 RPM
25T=5 * 5
15=5*3
NA=5
H. FRECUENCIA DE
ENCUENTRO DE
DIENTES
NA=1 es el factor ideal de fase de ensamblaje
(una pulsación por 7 revoluciones del piñón)
Frecuencia de Paso de Alabes (BPF por sus siglas en inglés) = Núm. de Alabes (o
Aspas) X RPM. Esta frecuencia es inherente en bombas, ventiladores y
compresores y por lo general no presenta problemas. Sin embargo, un BPF de
amplitud grande (y armónicas) puede generarse en una bomba en caso de que el
espacio entre los álabes y los difusores estacionarios no sea igual en toda la
periferia. Además, el BPF (o armónicas) puede coincidir algunas veces con una
frecuencia natural del sistema causando alta vibración. El BPF alto puede generarse
en caso de que el anillo de desgaste del impulsor se atore en el eje, o en caso de
que fallen las soldaduras de los difusores. Así mismo, el BPF alto puede deberse a
doblamientos abruptos en la tubería (o en el ducto), a obstrucciones que
interrumpen el flujo, a los ajustes del amortiguador o si la bomba o el rotor del
abanico se posicionan de forma excéntrica dentro de la caja.
Con frecuencia la turbulencia del flujo ocurre en los sopladores debido a variaciones
en la presión o en la velocidad del aire que pasa a través del abanico o de los
ductos conectados. Este trastorno de flujo causa una turbulencia que generará una
vibración de baja frecuencia aleatoria, típicamente en el rango de 50 a 2000 CPM.
En caso de que ocurra una sacudida dentro del compresor, puede haber una
vibración de alta frecuencia de banda ancha aleatoria. La turbulencia excesiva
también puede generar alta frecuencia en la banda ancha.
La cavitación normalmente genera una energía de banda ancha de frecuencia más
alta y aleatoria que algunas veces se sobrepone con las armónicas de frecuencia de
paso de álabes. Por lo general, indica presión insuficiente de succión. La cavitación
puede ser destructiva en la parte interna de la bomba si no se corrige. Puede dañar
en especial a los álabes del impulsor. Cuando está presente, con frecuencia se oye
como si pasara “arena” a través de la bomba. Por lo general, la cavitación se debe a
un flujo interno insuficiente. Puede ocurrir durante una inspección y desaparecer en
la siguiente inspección (si se hacen cambios en los ajustes de la válvula de succión.)
El Espectro Normal muestra las Velocidades del Engrane y del Piñón junto con la
Frecuencia de engranaje de Engranes (GMF) y armónicas de GMF muy pequeñas.
Las armónicas GMF cuentan por lo general con bandas laterales de velocidad de
giro a su alrededor. Todos los picos son de amplitud baja, y no se alteran las
frecuencias naturales de los engranes. Se recomienda F MAX en 3.25X GMF (mínimo)
cuando se conoce el número de dientes. Si no se conoce el número de dientes, fije
el FMAX en 200X RPM en cada eje.
El indicador clave del Desgaste del Diente es la excitación de la Frecuencia Natural
del Engrane (fn), junto con las bandas laterales alrededor de ésta, espaciadas en la
velocidad de giro del engrane defectuoso. La Frecuencia de Engranaje (GMF) puede
o no cambiar la amplitud, aunque las bandas laterales de amplitud alta y el número
de bandas laterales que rodean el GMF por lo general ocurren cuando se nota el
desgaste. Las bandas laterales pueden ser un mejor indicador del desgaste, que las
frecuencias GMF en sí. Además, las altas amplitudes ocurren por lo general en
2XGMF o en 3XGMF (especialmente en 3XGMF), aun cuando la amplitud GMF sea
aceptable.
Normalmente las Frecuencias de Engranaje son muy sensibles a la carga. Las altas
amplitudes GMF no necesariamente indican un problema, sobre todo si las
amplitudes de las bandas lateral permanecen en un nivel bajo, y no se excitan las
frecuencias naturales del engrane. Cada análisis debe realizarse a máxima carga
para poder tener espectros comparativos en un programa de monitoreo.
Las bandas laterales de amplitud relativamente alta alrededor de las armónicas
GMF normalmente sugieren una excentricidad de engranes, un backlash
inapropiado, o ejes no paralelos que permiten que la rotación de un eje “module” la
amplitud GMF o la velocidad de giro del otro engrane. Se puede diferenciar el
engrane defectuoso por el espaciado de las frecuencias de las bandas laterales.
Además, el nivel 1XRPM del engrane excéntrico por lo general será alto si la
excentricidad es el problema principal. Normalmente, el backlash inapropiado excita
a la armónica GMF y a la Frecuencia Natural del Engrane, ambas tendrán bandas
laterales de 1X RPM. En el caso de backlash inapropiado, las amplitudes
disminuirán al incrementar la carga del sistema.
La Desalineación de Engranes casi siempre excita armónicas GMF de segundo
orden o más altas, las cuales tienen bandas laterales de la velocidad de giro. Con
frecuencia sólo muestra una amplitud pequeña de 1X GMF, pero niveles mucho más
altos en 2X ó 3X GMF. Es importante fijar el FMAX lo suficientemente alto para
capturar por lo menos una armónica de 3 GMF. Además, las bandas laterales
alrededor de 2XGMF con frecuencia serán espaciadas a 2X RPM. Observe que las
amplitudes de las bandas laterales no son iguales en los lados izquierdo y derecho
del GMF y de las armónicas GMF debido a la desalineación del diente. Causa un
patrón de desgaste disparejo.
Un Diente Quebrado o Agrietado generará una alta amplitud en 1X RPM en este
engrane únicamente en la forma de onda, además de que excitará la frecuencia
natural del engrane mostrando bandas laterales de 1X. Se detecta mejor en la forma
de onda que mostrará un pico pronunciado cada vez que el diente con el problema
haga contacto con los dientes en el engrane complementario. El tiempo entre los
impactos ( ) corresponderá a 1/RPM de un engrane con problemas. Las amplitudes
de los Picos de Impacto en la forma de onda serán normalmente 10 a 20 veces
¡más altas que aquéllas a 1X RPM en el espectro!
La Frecuencia de Fase del Ensamble del Engrane (GAPF) puede resultar en
Frecuencias de engranaje fraccionales (si NA >1). Literalmente significa que el diente
de engrane (TG/NA) contactará a los dientes del piñón (T p/NA) y generará patrones
de desgaste NA, donde NA en una combinación de diente dada equivale al producto
de los factores primos comunes al número de dientes en el engrane y en el piñón
(NA = Factor de Fase de Ensamblaje). GAPF (o armónicas) pueden aparecer desde
el principio si existieron problemas de manufactura. Además, su aparición repentina
en un espectro de monitoreo periódico puede indicar un daño en caso de que las
partículas contaminantes pasen a través del endentado, resultando en un daño a los
dientes de ambos engranes por los cuales pasó la partícula.
La Frecuencia de Encuentro de Dientes (f HT) ocurre cuando se presentan daños
tanto en el engrane como en el piñón, que pudieron haber ocurrido durante el
proceso de manufactura debido al mal manejo, o en el campo. Puede causar una
alta vibración, pero ya que esto ocurre en frecuencias bajas predominantemente
menores a 600 CPM, por lo general se pasa por alto. Un juego de engranes con
este problema repetitivo del diente normalmente emite un “ronquido” . El efecto
máximo ocurre cuando los dientes dañados del piñón y del engrane se encuentran
(en algunas transmisiones, esto puede ocurrir únicamente en 1 de cada 10 a 20
revoluciones, dependiendo de la fórmula f HT). Observe que TENGRANE y TPIÑÓN se
refieren al número de dientes en el engrane y el piñón respectivamente. N A es el
Factor de Fase de Ensamble definido anteriormente. Con frecuencia modulará los
picos del GMFy RPM del Engrane.
43
TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
FUENTE DEL
PROBLEMA
ESPECTRO
TÍPICO
El huelgo excesivo de los rodamientos que sostienen los engranes no únicamente
pueden excitar las armónicas de velocidad de giro, sino que a menudo también
causará una respuesta de amplitud alta en GMF, 2GMF y/o 3GMF. En realidad, estas
amplitudes altas en GMF, responden a, y no son la causa de, la holgura dentro de los
rodamientos que sostienen a los engranes. Este huelgo excesivo puede ser causa de
un desgaste mayor en los rodamientos o por un ajuste inapropiado de un cojinete
plano durante la instalación. Si no se corrige, puede causar un desgaste excesivo en
los engranes y dañar otros componentes.
ENGRANES
(CONTINUACIÓN)
1. AJUSTE HOLGADO
DEL
COJINETE
MOTORES
INDUCCIÓN AC
DE
A. EXCENTRICIDAD DEL
ESTATOR, LAMINACIÓN
EN CORTOCIRCUITO O
ESTATOR SUELTO
B. ROTOR EXCÉNTRICO
(Entrehierro variable
giratorio)
FL= Frec. de línea eléctrica
Ns = Velocidad síncrona = 120 FL / P
Fs = Frec. de deslizamiento = Ns – RPM
Fp = Frec. del paso de polos = Fs X P
P = # de Polos
C. PROBLEMAS EN EL
ROTOR
D. PROBLEMAS DE
FASE
(Conector suelto)
MOTORES
SINCRÓNICOS
DE CA
(Bobinas
Estator)
sueltas
OBSERVACIONES
del
MOTORES DE C.D. Y SUS
CONTROLES
A. ESPECTRO NORMAL
B. EMBOBINADO DE LA
ARMADURA PARTIDO,
PROBLEMAS DE TIERRA O
SISTEMA DE SINTONIZACIÓN
DEFECTUOSO
C. TABLILLA DE DISPARO
DEFECTUOSA Y/O FUSIBLES
FUNDIDOS
D. SCR DEFECTUOSO,
TABLILLA
DE CONTROL CON
CORTOCIRCUITO,
CONEXIONES SUELTAS
Los problemas en el estator generan una alta vibración a 2X la frecuencia de la línea
eléctrica (2FL). La excentricidad del estator produce un entrehierro irregular
estacionario entre el rotor y el estator, lo cual produce una vibración muy direccional.
El entrehierro no debe exceder más del 5% para motores de inducción y el 10% para
motores sincrónicos. Las patas suaves y las bases torcidas pueden dar como
resultado un estator excéntrico. El estator suelto a su carcaza se debe a una holgura
o debilidad en el soporte del estator. Las laminaciones del estator con cortocircuito
pueden causar un calentamiento irregular, el cual puede distorsionar al estator en sí.
Esto produce una vibración inducida por efectos térmicos que puede incrementarse
significativamente con el tiempo de operación, causando una distorsión en el estator y
problemas en el entrehierro.
El rotor excéntrico produce un entrehierro variable entre el rotor y el estator, lo cual
produce una vibración pulsante (normalmente entre 2F L y la armónica de velocidad de
giro más cercana). Por lo regular se requiere un espectro de “zoom” para separar 2F L
y la armónica de velocidad de giro. Los rotores excéntricos generan 2F L, rodeados por
bandas laterales de frecuencia de Paso de Polos (F p), así como por bandas laterales
de Fp que se encuentran alrededor de la velocidad de giro. F p aparece por sí misma a
una frecuencia baja (Frecuencia de Paso de Polo = Frecuencia de Deslizamiento X #
de Polos). Los valores comunes de Fp oscilan entre 20 y 120 CPM (0.3 - 2.0 Hz). Una
pata suave o un desalineamiento provoca a menudo un entrehierro variable debido
flexiones mecánicas (de hecho, es un problema mecánico; no eléctrico).
Las barras del rotor Rotas o agrietadas o anillos de corto circuito rotos o agrietados;
uniones en mal estado entre las barras del rotor y los anillos de cortocircuito; o
laminaciones del rotor en cortocircuito, producirán una alta vibración de velocidad de
giro en 1X con bandas laterales de frecuencia del paso de polos (Fp). Además estos
problemas a menudo generarán que las bandas laterales Fp estén alrededor de la
segunda, tercera, cuarta y quinta armónica de velocidad de giro. Las barras del rotor
abiertas o sueltas se indican mediante bandas laterales de frecuencia de línea 2X
(2FL) que rodean la frecuencia de paso de las barras del rotor (RBPF) y/o su armónica
(RBPF = número de barras X RPM). A menudo causará niveles altos en 2X RBPF,
con sólo una pequeña amplitud en 1X RBPF. La producción de chispas
eléctricamente inducidas entre las barras sueltas del rotor y los anillos de sujeción
mostrarán niveles altos en 2X RBPF (con bandas laterales 2F L); pero sin incremento o
con un incremento muy pequeño en las amplitudes de 1X RBPF.
Los problemas de fase debido a conectores sueltos o rotos pueden causar una
vibración excesiva en la frecuencia de línea de 2X (2F L), la cual presentará bandas
laterales alrededor de ésta, con un espaciado de 1/3 de la frecuencia de línea (1/3
FL). Los niveles en 2FL pueden exceder 1.0 pulg/seg. si no se corrigen. Éste es un
problema en particular si el conector defectuoso sólo hace un contacto esporádico.
Los conectores sueltos o partidos se deben reparar para prevenir un daño mayor.
Las bobinas sueltas del estator en motores sincrónicos generarán una vibración
bastante alta en la Frecuencia de Paso de la Bobina (CPF) que equivale al número de
bobinas del estator X RPM (# de bobinas del estator = # de Polos X # Bobinas/Polos).
La Frecuencia de Paso de la Bobina estará rodeada por las bandas laterales 1X
RPM. Los problemas en los motores sincrónicos también pueden indicarse por picos
de amplitud alta de 60,000 a 90,000 CPM aproximadamente, acompañadas por
bandas laterales 2FL. Tome al menos un espectro con Fmax mayor a 90,000 CPM en
cada caja apoyo del motor.
Varios Problemas en los Motores DC y sus controles pueden detectarse con un
análisis de vibración. Los motores DC rectificados de onda completa (6 SCR)
producirán una señal en la frecuencia de línea en 6X (6F L = 360 Hz = 21,600 CPM);
en tanto que los motores DC rectificados de onda media (3 SCR) producen una
frecuencia de línea en 3X (3FL = 180 Hz = 10,800 CPM). La frecuencia de disparo de
los SCR normalmente se presenta en el espectro de los motores DC, pero en una
amplitud baja. Note la ausencia de otros picos en los múltiples de FL.
Cuando los espectros del Motor CD están dominados por niveles altos en SCR o 2x
SCR, esto por lo general indica que los Embobinados del Motor están rotos o que hay
un defecto en el Sistema de Sintonización del control eléctrico. La sintonización
correcta en sí puede reducir significativamente la vibración a SCR y a 2X SCR, en
caso de que predominen los problemas de control. Las amplitudes altas en estas
frecuencias normalmente estarían arriba de .10 pulg/seg, con pico en 1X SCR y cerca
de .04 pulg/seg. en la frecuencia de actividad 2X SCR.
Cuando una tarjeta de disparo falla, entonces se está perdiendo 1/3 de energía y
puede causar cambios momentáneos y repetidos de velocidad en el motor. Esto
puede provocar amplitudes altas en las frecuencias SCR de 1/3X y 2/3X (Frecuencia
SCR 1/3X = 1XFL para rectificados de onda media, y 2X F L para SCR rectificados de
onda completa). Precaución: Se deben conocer las configuraciones del SCR / tarjetas
antes de reparar el motor (#SCR, # de tarjetas de disparo, etc.)
Los SCR defectuosos, las tablillas de control con cortocircuito y/o las conexiones
sueltas, pueden generar picos de amplitud notable en diversas combinaciones de
frecuencias de línea (FL) y en las frecuencias de encendido SCR. Normalmente un
SCR defectuoso puede causar niveles altos en FL y/o en 5FL en motores con 6 SCR.
Lo que hay que señalar es que ni FL, 2FL, 4FL así como tampoco 5FL deben
presentarse en los espectros de los motores DC.
E. TARJETA COMPARADORA
DEFECTUOSA
Las tarjetas comparadoras defectuosas causan problemas con fluctuaciones en las
RPM. Esto causa un colapso o una regeneración constante del campo magnético.
Estas bandas laterales a menudo se aproximan a la fluctuación en RPM´s y requieren
de una alta resolución en el espectro para su detección. Dichas bandas laterales
también pueden ser causa de la generación y regeneración del campo magnético.
F. PASO DE LA CORRIENTE
ELÉCTRICA A TRAVÉS DE LOS
RODAMIENTOS DE LOS
MOTORES DC
Por lo general, el “fluting” eléctricamente inducido se detecta mediante una serie de
frecuencias diferentes con el espacio a menudo ubicado en la frecuencia de defecto
de la pista externa (BPFO) aún y cuando dicha fluctuación esté presente tanto en las
pistas interiores como en las exteriores. Por lo regular se presentan en un rango
centrado de 100,000 a 150,000 CPM aproximadamente. Se recomienda un espectro
de 180K CPM con 1600 líneas de resolución tomados en ambos rodamientos del
motor.
44
TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
FUENTE DEL
PROBLEMA
ESPECTRO
TÍPICO
OBSERVACIONES
PROBLEMAS EN POLEAS Y CORREAS (BANDAS)
DIAM. DEL PASO 1 X RPM1 = DIAM DEL PASO2 X RPM2
B. DESALINEAMIENTO DE BANDAS / POLEAS
C. POLEAS EXCÉNTRICAS
D. RESONANCIA DE LA
BANDA
Las frecuencias de las bandas se encuentran debajo de las RPM del motor o de la máquina
impulsada. Cuando están desgastadas, flojas o mal colocadas, por lo regular causan de 3 a
4 múltiples de frecuencias de banda. A menudo la frecuencia de banda 2X es el pico
dominante. Por lo regular, las amplitudes son inestables, algunas veces emiten pulsaciones
por cercanía con frecuencias del motor y del equipo conducido. En el caso de poleas
dentadas, el desgaste o la desalineación de las poleas se manifiesta por medio de
amplitudes altas en la frecuencia de la banda reguladora del tiempo. En sistemas de
sprocket y cadenas los problemas se verán en la Frecuencia de Paso de la Cadena que
equivale al # de dientes de la Rueda X RPM.
El desalineamiento de las poleas produce una alta vibración en 1X RPM, sobre todo en la
dirección axial. La proporción de amplitudes entre los equipos motriz y conducido
dependerá del lugar donde se tomaron las lecturas, así como de la masa y rigidez de las
estructuras. A menudo con el desalineamiento de las poleas, la vibración axial más alta en
el motor estará en las RPM del abanico o viceversa. Se puede confirmar midiendo la fase
con el filtro a las RPM de la polea con mayor nivel de vibración axial, y enseguida
comparando las lecturas axiales en cada rotor.
Las poleas excéntricas causan una alta vibración en 1X RPM de la polea excéntrica.
Normalmente la amplitud es más alta cuando está en línea con las bandas y se debe
presentar tanto en los apoyos del equipo motriz como en el conducido. En ocasiones es
posible equilibrar las poleas excéntricas, al colocar arandelas en los pernos de seguridad.
No obstante, aunque se equilibren, la excentricidad provocará una vibración y tensiones de
fatiga reversibles en la banda. La excentricidad de la polea se puede confirmar con un
análisis de fase en donde se muestren diferencias en la fase vertical y horizontal de casi 0º
o 180º.
La Resonancia de la Banda puede causar amplitudes altas si la frecuencia natural de la
banda se acerca, o coincide con el las RPM´s de los equipos motriz o conducido. La
Frecuencia Natural de la Banda se puede alterar al cambiar la tensión de la misma, la
longitud de la banda o la sección transversal. La frecuencia natural se puede medir con el
método de prueba de impacto con el equipo fuera de operación. Sin embargo, cuando se
encuentra en operación, la Frecuencia Natural de la Banda tiende a ser ligeramente más
alta en la parte más tensada y a ser más baja en la parte más holgada.
Una Frecuencia de Pulsación es el resultado de dos frecuencias espaciadas cercanas, las
cuales entran y salen de sincronización la una respecto a la otra. El espectro de banda
ancha normalmente mostrará un pico pulsando hacia arriba y hacia abajo. Si se enfoca en
este pico (espectro inferior) en realidad presenta dos picos espaciados cercanos.
La diferencia en estos dos picos (F2 - F1) es la frecuencia de la pulsación, la cual aparece
por sí misma en el espectro. Por lo general la frecuencia de pulsación no se puede apreciar
en lecturas de monitoreo periódico, ya que es una frecuencia inherentemente baja que por
lo regular se encuentra en el rango de 5 a 100 CPM aproximadamente. La vibración
máxima se presenta cuando la onda de tiempo de una frecuencia (F 1) entra en fase con la
onda de otra frecuencia (F 2). La vibración mínima ocurre cuando las ondas de estas dos
frecuencias se colocan a 180º fuera de fase.
“Pata suave” es cuando la base o la estructura de una máquina se flexiona en gran
medida cuando se afloja un perno de sujeción y esto causa que la base se levante más de
.002 -.003 pulgadas aproximadamente. Esto no siempre causa un gran incremento en la
vibración. Sin embargo, puede suceder así en caso de que la pata suave afecte la
alineación o el entrehierro del motor.
“Pata Resorte” puede causar una gran distorsión en la estructura y trae como resultado un
incremento en la vibración, fuerza y tensión en la estructura, en la caja del rodamiento, etc.
Esto ocurre cuando un perno de sujeción se aprieta en la pata resorte intentando así
nivelar la base.
“Resonancia relacionada con la pata” puede causar incrementos drásticos en la
amplitud de 5 a 15 veces o más, según se compara con la amplitud cuando se afloja el
perno (o la combinación de pernos). Al estar apretado, este perno puede cambiar de forma
notoria la frecuencia natural de la pata o de la estructura de la máquina en sí.
La Pata Suave, la Pata resorte o la Resonancia Relacionada con la Pata, con frecuencia
afecta la vibración a 1X RPM, pero también puede afectarla en la frecuencia de 2X, 3X , 2X
Fl, en la frecuencia de paso de álabes, etc. (en particular la Resonancia Relacionada con la
Pata).
45
CAPITULO II
CONCEPTOS DEL COMPRESOR
46
Conceptos del compresor
2.1- El compresor: definición y tipos
Máquina que eleva la presión de un gas, un vapor o una mezcla de
gases y vapores. La presión del fluido se eleva reduciendo el volumen
específico del mismo durante su paso a través del compresor. El caudal
3
suministrado por un compresor en N l/min o en N m /min es su
capacidad. La unidad de medida del caudal suministrado viene indicada
en aire aspirado (aire atmosférico a la presión y temperatura normales).
Los compresores se emplean para aumentar la presión de una gran
variedad de gases y vapores para un gran número de aplicaciones. Un
caso común es el compresor de aire, que suministra aire a elevada
presión para transporte, pintura a pistola, inflamiento de neumáticos,
limpieza, herramientas neumáticas y perforadoras. Otro es el compresor
de refrigeración, empleado para comprimir el gas del vaporizador. Otras
aplicaciones abarcan procesos químicos, conducción de gases, turbinas
de gas y construcción.
2.1.1. - Etapas de compresión
Prácticamente
todos
los
procesos
de
compresión
son
politrópicos, o sea que la temperatura se eleva con la relación de
presión. Cuando la temperatura se eleva tam-bién lo hace el trabajo de
compresión. Para limitar la elevación de la temperatura y para mejorar
el rendimiento de la compresión se efectúa ésta normalmente en
etapas, de forma que se pueda refrigerar el gas entre cada una de ellas.
47
La compresión en varias etapas eleva también el rendimiento
volumétrico, ya que la relación de presión respecto a la primera etapa
decrece. Se puede demostrar que la potencia requerida para la
compresión en varias etapas es mínima si el trabajo total se distribuye
por igual entre las diversas etapas.
48
2.1.2.- Clasificación
Figure 14: Clasificación de compresores
Universidad Veracruzana
Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Clasificacion compresor
Tesis Profesional
2011
Wilbert García González
Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 14
49
El compresor de desplazamiento positivo
Estos compresores son los más conocidos y comunes. Para verlos aquí y
observar sus diferencias los dividimos en dos tipos diferentes. Los Rotativos
(lóbulos, tornillo o paletas) y los Alternativos (pistones).
Compresores rotativos de Lóbulos

Los compresores de lóbulos tienen dos rotores simétricos en paralelo
sincronizados por engranajes.

Características
Producen altos volúmenes de aire seco a relativamente baja
presión.
Este sistema es muy simple y su funcionamiento es muy
parecido a la bomba de aceite del motor de un auto donde se requiere
un flujo constante.
Tienen pocas piezas en movimiento.
Son lubricados en general en el régimen de lubricación
hidrodinámica aunque algunas partes son lubricadas por salpicadura
del aceite. A veces los rodamientos o cojinetes pueden estar
lubricados por grasas.
50
Compresores de tornillo.
 Los compresores a tornillo tienen dos tornillos engranados o
entrelazados que rotan paralelamente con un juego o luz mínima,
sellado por la mezcla de aire y aceite.
 Características
Silencioso, pequeño, bajo costo
Flujo continuo de aire
Fácil mantenimiento
Presiones y volúmenes moderados
 Operación: Al girar los tornillos, el aire entra por la válvula de admisión
con el aceite. El espacio entre los labios es progresivamente reducido
al correr por el compresor, comprimiendo el aire atrapado hasta salir
por la válvula de salida.
 En los compresores a tornillo húmedos los engranajes y tornillos son
lubricados por el aceite que actúa también como sello. Típicamente
tienen filtros coalescentes para eliminar el aceite del aire o gas
comprimido.
 Los compresores a tornillo secos (“oil-free”) requieren lubricación de
sus engranajes, cojinetes y/o rodamientos pero los tornillos operan en
seco.
 Los tornillos normalmente operan en el régimen de lubricación límite y
mixta mientras los engranajes trabajan con lubricación hidrodinámica.
 Lubricante: Los compresores lubricados con inyección de aceite
utilizan aceites R&O (resistente a oxidación por lo que trabaja entre
80° C y 120° C y con aditivos contra la corrosión) y aceites hidráulicos
51
AW (antidesgaste). Los engranajes son lubricados por salpicadura con
aceite R&O. Típicamente utilizan viscosidades entre ISO 32 e ISO 68
de acuerdo a la temperatura del ambiente, la velocidad de giro y el
tamaño de sus tornillos
El aceite tiene que tener una buena capacidad antiespumante y
buenas características de enfriamiento por la alta velocidad y
temperatura de operación.
El índice de viscosidad natural del aceite tiene que ser alto para
evitar cizallamiento y sellar los tornillos. Un aceite que utiliza
muchos polímeros para mantener su índice de viscosidad sufrirá
más cizallamiento y no sellará tanto como uno con un índice
natural alto (grupo II, sintetizado o sintético tradicional)
Los aceites hidráulicos (AW) formulados con aceite básico API
grupo I no deberían ser utilizados sobre 70° C por su oxidación.
Caso contrario se tendrá que cambiar aceite con mayor
frecuencia y limpiar los residuos de oxidación, resinas y
polímeros de las superficies y cojinetes. Estos depósitos son muy
difíciles de eliminar de los enfriadores (intercambiadores de
calor) del aceite.
52
Compresores rotativos tipo Paletas
 En el compresor rotativo a paletas el eje gira a alta velocidad mientras
la fuerza centrifuga lleva las paletas hacia la carcasa (estator) de
afuera. Por la carcasa ovalada, continuamente entran y salen por
canales en su rotor. Este sistema es parecido a la bomba hidráulica a
paletas como la bomba utilizada en la dirección hidráulica del auto.
 Por la excentricidad de la cámara, los compartimientos llenos de aire
entre paletas se achican entre el orificio de entrada y el de salida,
comprimiendo el aire.
 El lubricante sella las paletas en el rotor y contra el anillo de la
carcasa.
 Características
Silencioso y pequeño
Flujo continua de aire
Buen funcionamiento en frío
Sensibles a partículas y tierra
Fácil mantenimiento
Presiones y volúmenes moderados
 Los cojinetes del rotor trabajan en un régimen de lubricación
hidrodinámica mientras las paletas frotan sobre el anillo de la carcasa
en lubricación hidrodinámica y límite.
 Por lo que mucho del régimen de lubricación es límite, se requiere
aceite con aditivos AW (anti-desgaste) inyectado o pasado por
conductos con el aire. Típicamente se usa aceite hidráulico ISO (VG)
32, 46 o 68; aceite hidráulico SAE 10W; o aceite de motor. Los aceites
53
de motor tienen la ventaja que absorben la humedad y condensado
para llevarla con el aire, (evitando chupar agua decantada en el fondo)
pero la desventaja que un exceso de humedad puede causar la
precipitación de sus aditivos o corrosión si el compresor queda parado
mucho tiempo con aceite contaminado.
 Adicionalmente a la necesidad de aditivos antidesgaste, se requiere
un aceite de buena resistencia a la oxidación a altas temperaturas, ya
que estos compresores pueden llegar a 200° C. Estas temperaturas
requieren un índice de viscosidad natural muy alto para mantener su
viscosidad y evitar cizallamiento. Cualquier depósito de barniz que
resulta de la oxidación del aceite puede llenar las ranuras del rotor,
evitando el suave y seguro movimiento de las paletas.
 Por lo que la fuerza centrifuga gira las partículas de tierra hacia la
carcasa y el anillo (pista) de la carcasa, la vida útil depende mucho del
filtro de aire, el grosor de la película de aceite y la cantidad de aditivos
AW.
 La lubricación es a pérdida. Este aceite va con el aire y por ende es
ideal para sistemas de lubricación a goteo, lubricación neumática, etc.
54
Compresores de movimiento alternativo tipo pistón
 El compresor a pistón es semejante al motor de combustión del auto y
puede ser de efecto simple para baja presión o doble para alta
presión.
 Los pistones, cojinetes y válvulas requieren lubricación.
 Características
Ruidoso y pesado
Fluido de aire intermitente
Funciona en caliente (hasta 220 ºC)
Necesita mantenimiento costoso periódico
Alta presión con moderado volumen
 Son divididos en dos clases:
Los de efecto simple: Baja presión, normalmente usado en
talleres
para
pintar,
soplar,
inflar
neumáticos,
operar
herramientas neumáticas, etc.
Los de efecto doble (Duplex): Usados para altas presiones en
sistemas de compresión de gases a licuados, etc.
 Los cojinetes trabajan en el régimen de lubricación hidrodinámica,
mientras los pistones y las válvulas trabajan en el régimen de
lubricación límite y mixta.
 Los compresores a pistón de efecto simple típicamente son lubricados
por salpicadura del cárter con aceites R&O o aceites hidráulicos con
aditivos AW. Estos aceites no deben tener detergentes/dispersantes
(como tienen los aceites de motor) por lo que estos aditivos absorban
la humedad condensada y causan herrumbre. Los aceites R&O e
55
hidráulicos contienen aditivos demulsificadores que decantan el agua
en el fondo del cárter para poder ser drenado.
Compresores dinámicos
Los compresores dinámicos pueden ser Radiales (centrífugos) o de Flujo
Axial. Una de las ventajas que tienen ambas es que su flujo es continuo.
Estos compresores tienen pocas piezas en movimiento, reduciendo la
pérdida de energía con fricción y calentamiento.
Compresores Radiales (Centrífugos)
 Una serie de paletas o aspas en un solo eje que gira, chupando el
aire/gas por una entrada amplia y acelerándolo por fuerza centrifuga
para botarlo por el otro lado.
 Funciona en seco. La única lubricación es de sus cojinetes o
rodamientos.
 Características:
El gas o aire sale libre de aceite
Un flujo constante de aire
Caudal de flujo es variable con una presión fija
El caudal es alto a presiones moderadas y bajas
 Régimen de lubricación es hidrodinámico.
 La lubricación es por aceite de alta calidad R&O o Grasa.
56
Compresores de Flujo Axial
 Contiene una serie de aspas rotativas en forma de abanico que
aceleran el gas de un lado al otro, comprimiéndolo. Esta acción es
muy similar a una turbina.
 Funciona en seco. Solo los cojinetes requieren lubricación.
 Características:
Gas/Aire libre de aceite
Flujo de aire continuo
Presiones variables a caudal de flujo fijo
Alto caudal de flujo. Presiones moderadas y bajas
 Régimen de lubricación de cojinetes y engranajes es hidrodinámica.
57
2.1.3.- Esquema del compresor Aerzen de tornillo
10
12
8
9
7
8
5
1
7
6
3
2
4
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Esquema compresor aerzen
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Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 15
1 cilindro
5 engranes de sincronismo
9 ventilador
2 rotor macho
6 sellos de laberinto
10 eje motriz
3 rotor hembra
7 cojinete radial
12 engranaje multiplicador
4 Placa de aspiración
8 cojinete axial
58
A
B
C
E
D
E
Pos.
Rodamiento
A
7312 BUA
B
7212 BUA
C
NU 214 ES1
D
NU 214 ES1
E
NU 311 E
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Rotor macho de 4 lóbulos
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Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 16
59
Pos. Rodamiento
A
B
C
A
7312 BUA
B
7212 BUA
C
NU 214 ES1
D
NU 214 ES1
D
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Rotor hembra de 6 lóbulos
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Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 17
60
Pos. Rodamiento
A
B
C DEF
A
NU 215 EM1
B
NU 217 EC
C
SEPARADOR
D
NU 217 EC
E
QJ 217 MAC 3
F
TUERCA
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Rodamientos de flecha motriz
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Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 18
61
L
K
M
J
E
B
D
C
A
Pos
Rodamiento
A
7312 BUA
B
7212 BUA
C
NU 214 ES1
D
NU 214 ES1
E
NU 311 E
F
7312 BUA
G
7212 BUA
H
NU 214 ES1
I
NU 214 ES1
J
NU 215 ES1
K
NU 217 EC
L
NU 217 EC
M
QJ 217 MAC 3
I
F
G
H
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
Esquema general (Rodamientos)
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Coatzacoalcos, Ver.
Figura # 19
62
CAPITULO III
ANALISIS DE VIBRACIONES EN COMPRESOR
AERZEN DE TORNILLOS
63
ANALISIS DE VIBRACIONES EN COMPRESOR AERZEN DE TORNILLOS
3.1.- Metodología para el análisis
Paso 1.- Definir el problema
1
Investigar los componentes que con frecuencia fallan: rodamientos, sellos u otros
2
3
Fallas en la estructura
Dificultad para fabricar productos de calidad ( se refiere a máquinas y
herramientas)
Negligencia del personal
Ruido
No cuentan con estandarizaciones (API, ISO, AGMA, etc)
4
5
6
Paso 2.- Verificar el historial de la máquina
1
Cuando comenzó el problema
a. Ha estado siempre alto
b. La vibración fue incrementándose gradualmente
c. La vibración se incremento repentinamente
2
Se hicieron algunos cambios?
a. Reemplazo de partes o se repararon?
b. Se hicieron modificaciones
c. Rpm de la máquina
d. Cual es la carga del producto
Paso 3.- Determinar los detalles de la maquina
1
2
3
4
5
6
7
8
9
Las RPM de la máquina
Tipos de rodamientos
a. Para baleros con rodillos o bolos, conocer el número de ellos
b. Para chumaceras, conocer el tipo de lubricación y la configuración
Número de aspas, si es ventilador
Número de alabes del impulsor
Número de dientes del engrane
Tipo de acoplamiento
Velocidades críticas de la máquina
Fuentes circunvecinas (equipos)
Base de datos
Paso 4.- Inspección visual
1
2
3
4
Aflojamientos, soltura o partes rotas
Rotor desgastado o sucio
Sellos, sopladores o mal colocados
Roturas en la cimentación
Paso 5.- Graficas de frecuencia en cada cojinete de la máquina en las tres
direcciones, horizontal, vertical y axial.
64
Use la misma escala de amplitud para todos los FFT
Para máquinas Herramientas, analice con:
1
La máquina “parada” para evaluar la procedencia de fuentes cercanas de
vibración
2
La máquina trabajando en vacio para identificar algún o algunos problemas
relacionados a esta condición.
3
Con la máquina con carga para identificar problemas inherentes a esta condición
Paso 6.- Verificar la frecuencia
Determinación si la frecuencia de vibración es o están exactamente relacionados a los
RPM de la máquina que está analizando
Usar herramientas de análisis como:
1
a.- forma de onda
b.- espectros
c.- demodulación
Paso 7.- Determinar si la vibración es direccional o no
1
2
Comparando las fases de las lecturas horizontales y verticales
Tome lecturas radiales de amplitud cada 30º alrededor de cada cojinete
Paso 8.- Lleve a cabo otros estudios
1
2
3
4
Base / cimentación
Tubería y otros componentes relacionados
Coloque su sensor en lados opuestos a los cojinetes para ver el desfase
La maquinaria circunvecina
65
3.2.- Puntos a medir
V
H
A
FMLD
FMLC
TMLD
TMLC
THLD
THLC
Tabla VII: Abreviaciones
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Puntos de medición
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Figura # 20
FMLC
Flecha motriz lado cople
FMLD
Flecha motriz lado
descarga
Tornillo macho lado cople
TMLC
TMLD
THLC
THLD
Tornillo macho lado
descarga
Tornillo hembra lado
cople
Tornillo hembra lado
descarga
66
COMPRESOR AERZEN SG-K12
Punto
Análisis
Global
Estado
Observaciones
FMLC- Compresor Aerzen
H
demodulación
V
Espectro
Se observan vibración a altas frecuencias,
0.331
Regular
producto de la excitación de la pista exterior del
rodamiento NU 217
in/s (0-pk(
A
TMLC- Compresor Aerzen
H
Espectro
y
demodulación
Existe alta vibración global, producidos por
0.255
in/s (0-pk)
Alarma 2
V
A
defectos de la pista exterior del rodamiento NU
311 E. El NU 214, se encuentran en la etapa 4
Espectro y
demodulación
creando armónicos del 1X RPM.
0.577
in/s (0-pk)
THLC- Compresor Aerzen
H
demodulación
Regular
V
A
Existe daño de la pista interior del
8.573g
Espectro
rodamiento NU 214 excitando, frecuencias de la
pista interior y del elemento rodante que pasa a
0.334
través de ella.
in/s (0-pk)
FMLL- Compresor Aerzen
H
Espectro
Espectro dominante a la 1X RPM en,
0.361
in/s (0-pk)
Regular
producido por el desbalance del eje.
V
A
TMLL- Compresor Aerzen
H
Espectro y
demodulación
V
Espectro
Se encuentra frecuencias excitadas del
0.02
in/s (0-pk)
Regular
0.346
orden de 36 kcpm que corresponde a la
frecuencia del elemento rodante del cojinete
in/s (0-pk)
7312.
A
THLL- Compresor Aerzen
H
Espectro
0.131
in/s (0-pk)
Bueno
V
A
Espectro
0.218
in/s (0-pk)
67
MOTOR LADO LIBRE HORIZONTAL AMPLITUD
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
MLL-H: espectro y demodulación
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Figura # 21
68
MOTOR LADO COPLE VERTICAL AMPLITUD
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MLC-H: Espectro y demodulación
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Figura # 21
69
FMLC-H COMPRESOR LADO COPLE MOTRIZ HORIZONTAL AMPLITUD
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
FMLC-H: Espectro y demodulación
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Figura # 22
70
FMLL-H COMPRESOR FLECHA MOTRIZ LADO LIBRE HORIZONTAL AMPLITUD
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Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica
FMLL-H: Espectro y demodulación
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Figura # 23
71
TMLC-H TORNILLO MACHO AMPLITUD
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TMLC-H: Espectro y demodulación
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Figura # 24
72
TMLD-H TORNILLO MACHO AMPLITUD
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TMLD-H: Espectro y demodulación
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Figura # 25
73
THLC-H TORNILLO HEMBRA AMPLITUD
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THLDC-H: Espectro y demodulación
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Figura # 26
74
FALLAS EN RODAMIENTOS
Para conocer las frecuencias que son excitadas en un rodamiento cuando esta dañado es
necesario es necesario conocer los datos del rodamiento en cuestión.
Las frecuencias de los rodamientos. Los elementos de los rodamientos generan frecuencias
únicas que dependen de su geometría y de su velocidad de operación. Cuatro frecuencias básicas
pueden ser generadas por rodamientos defectuosos.
Frecuencia de paso de las bolas por la pista exterior (BPFO); que es generado por las
bolas o rodillos que pasan sobre los defectos de la pista.
Frecuencia de paso de las bolas por las pista interior (BFPI); que es generado por las
bolas o rodillos que pasan sobre los defectos de las pista.
Frecuencia de giro de la bola o rodillo (BSF); generado por los defectos de la bola o
rodillo.
En este caso el rodamiento a analizar es el NU217, para analizarlo existe dos maneras:
1.- Con la carta ilustrada de vibración en la sección de rodamientos.
Para este método es necesario conocer el número de elementos rodantes que tiene el
rodamiento, muchas veces no es posible conocer el número exacto por lo cual queda inutilizado
las formulas de la carta ilustrada. En softwares actuales esto ya no es problema, ya que se cuenta
con una base de datos que contiene a los rodamientos, por lo cual solo es necesario dar de alta el
número de cojinete y el software calcula y muestra en el espectro el tipo de falla.
2.- Con la ayuda del catalogo virtual de skf el cual tiene un apartado de cálculos en la
dirección
http://www.skf.com/portal/skf/home.Esta. Esta pagina ayuda a encontrar las
frecuencias de excitación de los rodamientos conociendo solo la designación.
75
d = diámetro interior del rodamiento [mm]
D = diámetro exterior del rodamiento [mm]
P = paso diámetro de montaje de los elementos rodantes [mm]
Dw = diámetro del elemento rodante [mm]
z = número de elementos rodantes por fila
α = ángulo [grados]
ni = velocidad de rotación del anillo interior [r / min]
ne = velocidad de rotación del anillo exterior [r / min]
fi = frecuencia de rotación del anillo interior [Hz]
fe = frecuencia de rotación del anillo exterior [Hz]
fc = frecuencia de rotación del conjunto de elementos rodantes [Hz]
fr = frecuencia de rotación de un elemento rodante [Hz]
FIP = frecuencia de paso de un punto en el anillo interior [Hz]
(frecuencia, cuando un punto en el camino de rodadura interior está dañado)
FEP = frecuencia de paso de un punto en el anillo exterior [Hz]
(frecuencia, cuando un punto en el camino de rodadura exterior está dañado)
frp = frecuencia de paso de un punto en los elementos rodantes [Hz]
(frecuencia, cuando un punto en un elemento rodante está dañado. Una bola
puede cambiar su eje de rotación y por lo tanto no siempre se impacta en el
mismo punto)
Las geometrías de los rodamientos de rodillos cónicos y rodamientos axiales
de rodillos esféricos se han modificado ligeramente para compensar los
rodillos métricos en estos cojinetes.
76
Rodamiento
7312
7212
NU 214
NU214
NU311
7312
7212
NU214
NU214
NU215
NU217
NU217
QJ 217 MAC
BPFO
36420
47760
53700
53600
38580
22740
29880
33540
33540
27720
25980
25980
24840
BFPI
52980
63960
72960
72960
58260
33120
39960
45600
45600
37080
35220
35220
32760
RPM
BSF
29700
38520
47760
47760
35100
18960
24060
29880
29880
24300
23160
23160
21000
Fe
3036
3186
3156
3156
2970
1896
1992
1974
1974
1542
1524
1524
1554
Fr
14880
19260
23880
23880
17580
9300
12000
14940
14940
12180
11580
11580
10500
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Tabla VIII: Frecuencias de rodamientos
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Coatzacoalcos, Ver.
Tabla VIII
77
Diagnóstico del compresor SGK-12
Motor: el motor es con una tendencia plana teniendo amplitudes en disminución
con amplitudes de vibración máximas de 0.199 in/sec en el lado libre posición
vertical presenta armónico dominante a la 2X manifestando un ligero desalineamiento
de tipo radial, continua presentando frecuencias excitadas en la pista interior,
elementos rodantes y canastilla del rodamiento del motor lado libre y lado cople.
Compresor: Mantiene misma forma de vibrar con una tendencia descendente, con
una amplitud máxima de 0.422 in/seg en promedio, de manera paralela la amplitud
en demodulación quien nos indica la calidad de la lubricación ha disminuido hasta un
60 % con valores máximos de 8.84 G´s, estos cambios de amplitud pueden deberse a
las condiciones de carga, presentan frecuencias excitadas en los elementos rodantes,
pista interior de los siguientes rodamientos: punto No 4. NU 217 E, punto No. 6 NU
311 E, punto No 7. NU 214, punto No. 9 NU 214 E, estos incrementos se deben a que
ya existe un daño en estos rodamientos.
Recomendación
MOTOR:
Verificar apriete de tornillería de anclaje del motor - compresor y
bastidor, Compresor: programar paro para realizar cambio de rodamiento.
78
Bibliografía
1.- White, Glen, “Introducción al Análisis de vibraciones”, AzIma DLI, 1995.
2.-
Ronald L.
Eshleman, Basic machinery vibrations an introduction to
machine testing, analysis, and monitoring, VIPress. 1999.
3.- Frarey, John L., “Concepts and Use of real Time Analyzers”, Vibrations,
Vol2, No. 3. December 1986.
4.- Harris and Crede, Shock and Vibration Handbook, McGraw-Hill, New
York, NY. 1976
5.- Catlin, John Jr, “The Significance of Averaging for Swept Filter and FFT
Analysis of Machinery Vibration “Vibration Institute Proceedings, Tenth
Meeting, June, 1986.
6.- http://www.sinais.es/normativa/normativa_vibraciones.html
7.- http://es.scribd.com/doc/58748416/Carta-de-Charlotte
8.- http://www.sinais.es/definiciones/definiciones_vibraciones.html
79
Anexos
1.- Carta de RATHBONE
Es la primera guía (no norma) de amplia aceptación en el ámbito industrial.
Fue desarrollada en los años treinta y perfeccionada posteriormente. La
Carta dispone de una escala logarítmica frecuencial en hercios o RPM y de
una logarítmica de amplitudes en desplazamiento (Pico o Pico-Pico) y en
velocidad, mediante las cuales podremos determinar directamente la
severidad de la vibración.
Las principales limitaciones de dicha carta de severidad de vibraciones
son las siguientes:
 La carta no tiene en cuenta el tipo de máquina, la potencia y la
rigidez de los anclajes.
 Es aplicable solamente a los equipos rotativos y no a los
alternativos u otros sistemas industriales.
 Cuanto mayor es la frecuencia, la amplitud de vibración en
desplazamiento tiene que ser menor para que se conserve la
misma severidad, es decir, si un equipo vibra a 300 CPM con 100
micras p-p. La severidad es "buena", pero si la misma amplitud
corresponde a una frecuencia de 4.000 CPM, entonces la
severidad es "grave". La vibración a baja frecuencia es menos
peligrosa que la vibración a alta frecuencia de ahí que las averías
de engranajes y rodamientos, que se producen generalmente a
alta frecuencia sean muy peligrosas. Este es el motivo por el que
las amplitudes de baja frecuencia se miden en desplazamientos y
las de alta frecuencia en velocidad o aceleración. La carta de
Rathbone fue creada para máquinas de bajas RPM y hoy se
considera obsoleta.
80
2.- Norma ISO 10816-1995
VIBRACIÓN MECÁNICA. - EVALUACIÓN DE LA VIBRACIÓN EN
UNA
MÁQUINA
MEDIANTE
MEDIDAS
EN
PARTES
NO
ROTATIVAS.
Establece las condiciones y procedimientos generales para la medición y
evaluación de la vibración, utilizando mediciones realizadas sobre partes no
rotativas de las máquinas. El criterio general de evaluación se basa tanto en
la monitorización operacional como en pruebas de validación que han sido
establecidas fundamentalmente con objeto de garantizar un funcionamiento
fiable de la máquina a largo plazo. Esta norma reemplaza a las ISO 2372 e
ISO 3945, que han sido objeto de revisión técnica. Este estándar consta de
cinco partes:
Parte 1: Indicaciones generales.
Parte 2: Turbinas de vapor y generadores que superen los 50 MW con
velocidades típicas de trabajo de 1500, 1800, 3000 y 3600 RPM.
Parte 3: Maquinaria industrial con potencia nominal por encima de 15
kW y velocidades entre 120 y 15000 RPM.
Parte 4: Conjuntos movidos por turbinas de gas excluyendo las
empleadas en aeronáutica.
Parte 5: Conjuntos de maquinas en plantas de hidrogeneración y
bombeo (únicamente disponible en inglés).
Este nuevo estándar evalúa la severidad de la vibración de maquinaria
rotativa a través de mediciones efectuadas en planta en partes no giratorias
de las mismas. Engloba y amplia los estándares citados anteriormente.
Los criterios de vibración de este estándar se aplican a un conjunto de
81
máquinas con potencia superior a 15 kW y velocidad entre 120 RPM y
15.000 RPM. Los criterios son sólo aplicables para vibraciones producidas
por la propia máquina y no para vibraciones que son transmitidas a la
máquina desde fuentes externas. El valor eficaz (RMS) de la velocidad de la
vibración se utiliza para determinar la condición de la máquina. Este valor se
puede determinar con casi todos los instrumentos convencionales para la
medición
de
vibración.
Se debe prestar especial atención para asegurar que los sensores estén
montados correctamente y que tales montajes no degraden la precisión de la
medición. Los puntos de medida típicamente son tres, dos puntos
ortogonales en la dirección radial en cada caja de descanso y un punto en la
medición
axial.
Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales
han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la máquina
funcionando bajo condiciones nominales o específicas (por ejemplo de
velocidad,
voltaje,
flujo,
presión
y
carga).
En máquinas con velocidad o carga variable, las velocidades deben
realizarse bajo todas las condiciones a las que se espera que la máquina
trabaje durante períodos prolongados de tiempo. Los valores máximos
medidos, bajo estas condiciones, serán considerados representativos de la
vibración. Si la vibración es superior a lo que el criterio permite y se sospecha
de excesiva vibración de fondo, las mediciones se deben realizar con la
máquina detenida para determinar el grado de influencia de la vibración
externa. Si con la máquina detenida excede el 25% de la vibración medida
con la máquina operando, son necesarias acciones correctivas para reducir
el efecto de la vibración de fondo. En algunos casos el efecto de la vibración
de fondo se puede anular por análisis espectral o eliminando las fuentes
82
externas
que
provocan
las
vibraciones
de
fondo.
La severidad de la vibración se clasifica conforme a los siguientes
parámetros:
Tipo de máquina.
Potencia o altura de eje.
Flexibilidad del soporte.
Clasificación de acuerdo al tipo de máquina, potencia o altura de eje.
Las significativas diferencias en el diseño, tipos de descanso y estructuras
soporte de la máquina, requieren una división en grupos. Las máquinas de
estos grupos pueden tener eje horizontal, vertical o inclinado y además
pueden estar montados en soportes rígidos o flexibles.
Grupo 1: Máquinas rotatorias grandes con potencia superior 300 kW.
Máquinas eléctricas con altura de eje H >= 315 mm.
Grupo 2: Máquinas rotatorias medianas con potencia entre 15 y 300
kW. Máquinas eléctricas con altura de eje 160 =< H =< 315 mm.
Grupo 3: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor
separado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15
kW.
Grupo 4: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor
integrado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15
kW.
83
NOTA:
La altura del eje H de una máquina está definida como la distancia medida
entre la línea de centro del eje y el plano basal de la máquina misma.
La altura del eje H de una máquina sin patas o de una máquina con pies
levantados o cualquier máquina vertical, se debe tomar como la altura de eje
H de una máquina horizontal en el mismo marco básico. Cuando el soporte
es desconocido, la mitad del diámetro de máquina puede ser utilizada.
Clasificación según la flexibilidad del soporte
Si la primera frecuencia natural del sistema máquina-soporte en la
dirección de la medición es mayor que su frecuencia principal de excitación
(en la mayoría de los casos es la frecuencia de rotación) en al menos un
25%, entonces el sistema soporte puede ser considerado rígido en esa
dirección. Todos los otros sistemas soportes pueden ser considerados
flexibles. En algunos casos el sistema máquina-soporte puede ser
considerado rígido en una dirección de medición y flexible en la otra
dirección. Por ejemplo, la primera frecuencia natural en la dirección vertical
puede estar sobre la frecuencia principal de excitación mientras que la
frecuencia natural horizontal puede ser considerablemente menor. Tales
sistemas serían rígidos en el plano vertical y flexible en el plano horizontal.
En estos casos, la vibración debe ser evaluada de acuerdo a la clasificación
del
soporte
que
corresponda
en
la
dirección
de
la
medición.
Evaluación
Zona A: Valores de vibración de máquinas recién puestas en funcionamiento
o
reacondicionadas.
Zona B: Máquinas que pueden funcionar indefinidamente sin restricciones.
Zona C: La condición de la máquina no es adecuada para una operación
84
continua, sino solamente para un período de tiempo limitado. Se deberían
llevar a cabo medidas correctivas en la siguiente parada programada.
Zona D: Los valores de vibración son peligrosos, la máquina puede sufrir
daños.
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Anexo 3.Lamentablemente el análisis de compresor SGK-12 solo arrojó fallas de
rodamiento. A continuación se presentan otros tipos de problemas tomados de
diferentes compresores con las mismas características que el anterior.
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6 COMPRESOR, ROTOR MACHO, LADO MOTRIZ, HORIZONTAL,
AMPLITUD Y TENDENCIA
ARMÓNICOS A LA 1/2X, 1X, 2X, 3X, 4X
DEBIDO A FALTA DE AMORTIGUAMIENTO
DEL BASTIDOR
2 MOTOR, LADO COPLE, HORIZONTAL, AMPLITUD
ARMÓNICO DOMINANTE A LA 1X DEBIDO A
DESBALANCE DEL EJE MOTRIZ DEL COMPRESOR
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EJE MOTRIZ LADO MOTOR HORIZONTAL AMPLITUD
ARMÓNICO DOMINANTE A LA 1X DEBIDO A
DESBALANCE DEL EJE MOTRIZ
ROTOR MACHO, HORIZONTAL, AMPLITUD Y TENDENCIA
ARMÓNICO DOMINANTE A LA
VELOCIDAD DE GIRO DEL EJE
MOTRIZ DEBIDO SU DESBALANCE
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