AN LISIS DE FEN MENOS ASOCIADOS A DA O ESTRUCTURAL MEDIANTE EL AN LISIS DE VIBRACIONES A TIEMPO REAL

CONGRESO CONAMET/SAM 2004
ANÁLISIS DE FENÓMENOS ASOCIADOS A DAÑO ESTRUCTURAL
MEDIANTE EL ANÁLISIS DE VIBRACIONES A TIEMPO REAL
Dr. O. García Peyrano(1), Ing. L. Cismondi(1) , Ing. H. Damiani(1), Ing. E. Torres(1),
(1)
Laboratorio de Análisis de Vibraciones del Centro Atómico Bariloche-CNEA, Instituto Balseiro-Universidad
Nacional de Cuyo, S. C. de Bariloche, Argentina, [email protected]
RESUMEN
En las estructuras mecánicas de gran porte como las que existen en sistemas de ciclo térmico de las centrales
nucleares o en sistemas de transporte de grandes cargas resulta de sumo interés disponer de metodologías de
análisis del comportamiento dinámico de las mismas durante su etapa de experimentación previa a la
construcción, como sucede en el caso de la aeronáutica, donde los prototipos se prueban en bancos
experimentales incluso en escala 1 a 1. En los sistema asociados a la generación de energía eléctrica como una
central nuclear o en buques, automóviles de competición, sistemas ferroviarios, etc. no ocurre lo mismo, no por
la imposibilidad técnica si no por una simple razón de costos elevados.
El objetivo de este trabajo es implementar una tecnología basada en el análisis de las vibraciones que permita
obtener un perfil de la respuesta dinámica modal y su influencia en los componentes críticos de los mecanismos
con la particularidad de la detección de la localización preventiva del componente que sufrirá un daño potencial.
El Laboratorio de Análisis de Vibraciones ha resuelto diferentes casos en la Central Nuclear Embalse, en la
Central Nuclear Atucha, en la Planta Industrial de Agua Pesada , en la industria automotriz y en otros campos
industriales.
Palabras Claves: vibraciones, estructuras, comportamiento dinámico, trenes de engranajes.
1. INTRODUCCIÓN
La metodología de control de vibraciones establece
que existen tres maneras de aplicación que son las
siguientes:
1. Control de vibración en la fuente
2. Control de vibración en el receptor
3. Control de vibración durante el camino de la
transmisión
Si bien se termina, generalmente, haciendo lo posible
elegir una de estas tres formas de control implica
costos asociados que deben ser considerados.
Normalmente, desde el punto de vista del
funcionamiento óptimo de los sistemas mecánicos, la
primera opción , es decir, el control de la vibración en
la fuente es lo más apropiado y, muchas veces,
también lo más costoso. Pero introduciendo en la
ecuación el factor de la seguridad, no cabe duda que
un sistema mecánico no vibraría de manera
estacionaria si no hay nada que lo excita. Por eso el
esfuerzo de este trabajo se concentra en la separación
en el análisis de las señales vibratorias relacionadas
con la fuerza excitadora de las frecuencias de
resonancias de la estructuras del sistema. Logrado esto
se puede asegurar, a su vez, un aspecto de excitación
de la estructura del vehículo soporte totalmente
compatible con la respuesta dinámica evitando
costosísimas e indeseables acoplamientos fuente –
estructura.
Esta metodología tiene prácticamente aplicación
universal, por ejemplo, en barcos, aviones,
automóviles, antenas, etc.
2. DESARROLLO DEL TRABAJO
Se montó un conjunto servomotor y tren de engranajes
en el banco de ensayos de vibraciones del laboratorio
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de vibraciones del C.A.B. Este banco se utiliza para
analizar el comportamiento dinámico de componentes
de máquinas rotativas, como por ejemplo, rodaduras
de engranajes y cojinetes y también como excitador
dinámico de estructuras de soporte.
Se midió la vibración con un sensor de aceleración,
de rango de frecuencia adecuado para el ensayo,
montado en la carcasa del tren de engranajes
En primer lugar se hizo una medición a 1420 r.p.m.,
obteniéndose la señal en el tiempo que se observa en
la figura 1. En la misma se ve que hay golpes, aunque
de poca importancia.
-
entre los 1750 y 2000 Hz
-
entre los 2600 y 3000 Hz.
Figura 3. Espectro, para una frecuencia de 530 r.p.m.
Se observan tres resonancias: 500, entre 1750 y 2000
y entre 2600 y 3000 Hz.
En la figura 4 se muestra el espectro que se obtuvo
para 820 r.p.m. Se observa la presencia de un pico que
toma importancia a los 400 Hz y se hace máximo a los
600 Hz, para una velocidad de 440 r.p.m.
Figura 1. Señal en el tiempo, para una velocidad de
giro de 1420 r.p.m.
Cuando se realizó el ensayo a 658 r.p.m. no se
observan golpes, como se puede ver en la figura 2.
Figura 4. Espectro, para 820 r.p.m. Se observa un
pico que comienza a ser importante a los 400 Hz y se
hace máximo a los 600 Hz.
Figura 2. Señal en el tiempo, para una velocidad de
giro de 658 r.p.m.
En la figura 3 se muestra el espectro que se obtuvo
para 530 r.p.m. Se observa la presencia de tres
resonancias:
-
La figura 5 corresponde a un ensayo que se realizó
con el motor detenido. Se observan cuatro
resonancias:
-
a 600 Hz
-
entre 1170 y 1400 Hz
-
entre 1860 y 1970 Hz
-
entre 2720 y 3000 Hz
aproximadamente a los 500 Hz
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Figura 5. Espectro, con el motor detenido. Se
observan cuatro resonancias a: 600, 1170 a 1400, 1860
a 1970 y 2720 a 3000 hz.
La figura 6 muestra el análisis de orden de engrane de
la caja a 720 r.p.m.. La amplitud del primer orden es
de 0.00438 g, mientras que el de mayor importancia es
el cuarto orden con 0.02 g. Estos valores corresponden
a niveles bajos de aceleración.
Figura 6. Análisis de orden de engrane de la caja a
720 r.p.m.
En la figura 7 se observa la cascada de espectros que
se obtuvo variando la velocidad del motor entre 220 y
360 r.p.m. En la misma se pueden notar dos
resonancias, que no dependen de la velocidad de giro
del motor y corresponden a información de la
estructura del servomotor y la caja, y un pico que
depende claramente de la velocidad de giro y que, por
lo tanto, da información acerca de los rodamientos.
Los mayores niveles de vibración corresponden a la
zona de las resonancias de la carcasa del servomotor y
de la caja.
Figura 7. Cascada de espectros que se obtuvo
variando la velocidad del motor entre 220 y 360 r.p.m.
En la figura 8 se muestra con mayor detalle la cascada
de espectros en el rango de frecuencias que
corresponden a las rodaduras y engranajes. Del mismo
se puede ver que en el rango de velocidades no
afectado por las resonancias, los engranajes muestran
valores de vibración aceptables.
Este ensayo se realizó fuera del rango en que se
encuentran las resonancias, ya que no es conveniente
excitar la estructura con esas frecuencias.
Figura 8. Detalle de la cascada de espectros en el
rango de frecuencias que corresponden a las rodaduras
y engranajes
En la figura 9 se muestra la señal temporal obtenida
variando la velocidad de giro del mecanismo con un
escalón de 0 a 900 rpm. Se puede ver que la amplitud
de la vibración crece de un valor de 0.02 a 1.2 g
durante este escalón de velocidad.
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Figura 9. Señal temporal obtenida variando la
velocidad de giro del mecanismo con un escalón de 0
a 900 rpm
3. CONCLUSIONES
Los máximos valores de vibración corresponden a las
resonancias del sistema. Los valores correspondientes
a los engranajes son menores y se encuentran dentro
de niveles aceptables.
Para 1420 rpm se observa la presencia de pequeños
golpes, pero de baja intensidad.
Para 530 rpm se observan 3 resonancias en: 500, entre
1750 y 2000 y entre 2600 y 3000 Hz.
Con el motor detenido se distinguen 4 resonancias en:
600, entre 1170 y 1400, entre 1860 y 1970 Hz y entre
2720 y 3000 Hz.
Se detectó la presencia de una componente vibratoria
cuya amplitud y frecuencia cambiaba con la velocidad
de giro del mecanismo alcanzo su máxima amplitud
para 440 rpm, en una frecuencia de 600 Hz, es decir
cuando se cruza con la resonancia correspondiente.
4. REFERENCIAS
[1]
J. S. Bendat y A. G. Piersol, “Random Data
Analysis and Measurement Procedures”, Ed.
John Wiley & Sons Inc., New York, 2000 , Cap
10 y 11.
[2]
R. W. Clough, “Dynamics of structures”, Ed.
McGraw-Hill Inc., U.S., 1975 , Cap 13, 14 y 15.