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Vibraciones Básicas de Máquinas
Introducción al Análisis Básico de Maquinaria
Ronald L. Eshleman
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Vibraciones Básicas de Máquinas
Introducción al Análisis Básico de Maquinaria
Author: Ronald L. Eshleman, Ph.D., P.E.
Director, Vibration Institute
Editor: Judith Nagle-Eshleman, Ph.D.
Secretary-Treasurer, Vibration Institute
Traducción al español: Eduardo Murphy Arteaga
Representante en México del Vibration Institute
VIPress, Incorporated
Clarendon Hills, Illinois 60514
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Eshleman, Ronald L.
Vibraciones Básicas de Máquinas: Una introducción a la prueba de maquinaria, análisis y
monitoreo/Ronald L. Eshleman
p. cm VIPress, Inc.
Incluye referencias bibliográficas
ISBN 0-9669500-1-1
1. Maquinaria – Monitoreo 2, Maquinaria – Análisis
I. Título
© 2002
VIPress, Incorporated, Clarendon Hills, IL 60514
Todos los derechos reservados. Ninguna parte de este libro puede ser reproducido de ninguna manera o
en cualquier medio sin el permiso escrito del editor.
El autor y el editor han hecho lo mejor para preparar este libro. Sus esfuerzos incluyen el desarrollo y la
prueba de teorías e información contenida aquí. El autor y el editor no garantizan, expresa o
implícitamente lo relativo a los métodos y datos contenidos en este libro. El autor y el editor no se hacen
responsables por eventos incidentales o daños causados por la aplicación de la tecnología aquí contenida.
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Impreso en Estados Unidos de America
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TABLA de CONTENDO
Capítulo I: Vibraciones básicas de maquinaria
Unidades de Vibración
La Naturaleza Física de la Vibraciones
Movimiento Vibratorio
Parámetros empleados para medir vibraciones
La medición de Vibraciones
Medición del Angulo de Fase
Análisis de Vibraciones
Excitación
Frecuencias Naturales, Formas Modales y Velocidades Criticas
Resumen de la Teoría Básica de Vibraciones
1.1
1.2
1.3
1.7
1.11
1.13
1.14
1.16
1.17
1.19
Capítulo II: Adquisición de los Datos
Selección del Parámetro a medir
Transductores de Vibración
Accesorios de Disparo
Selección de los Transductores
Montaje de Transductores
Localización de los Transductores
Rango de Frecuencias
Presentación de los Datos en la Pantalla
2.2
2.5
2.11
2.13
2.14
2.15
2.16
2.17
Resumen de la Adquisición de Datos
Referencias
2.19
2.19
Capítulo III: Procesamiento de Datos
Osciloscopios
Analizador FFT
Colectores de Electrónicos de Datos
Muestreo de Datos
Frecuencias Fantasmas (Aliasing)
Ventanas Espectrales
3.1
3.3
3.5
3.5
3.7
3.8
Rango Dinámico
Promediado
Ajuste del Analizador FFT y Colector de Datos
Resumen de Procesamiento de Datos
Referencias
3.11
3.12
3.14
3.17
3.18
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Capítulo IV: Diagnóstico de Falla
Técnicas de Diagnóstico de Fallas
Fallas a la Velocidad de Operación
Cojinetes de elementos rodantes
4.1
4.6
4.14
Cajas de engranes
Motores Eléctricos
Máquinas Centrifugas y Axiales
Bombas
Ventiladores
Compresores
Resumen del Diagnóstico de Fallas
Referencias
4.20
4.24
4.30
4.31
4.36
4.39
4.40
4.41
Capítulo V: Evaluación de la Condición de la Máquina
Vibración en eje
Vibración en cojinetes
Vibración en carcasa
Resumen Evaluación de la Condición de la Máquina
Referencias
5.3
5.3
5.5
5.9
5.10
Capítulo VI: Pruebas en Máquinas
Programación de pruebas
6.1
Selección del equipo de prueba
Inspección del sitio
Pruebas de aceptación
Pruebas de línea base o de referencia (firma espectral)
Pruebas de resonancia y de velocidades criticas
Pruebas de falla, condición y balance
Especificaciones
Medio ambiente y montaje
Presentación de datos
Reportes o formatos de reportes
Resumen de Pruebas de Máquinas
Referencias
6.3
6.4
6.4
6.4
6.5
6.11
6.11
6.12
6.12
6.14
6.16
6.17
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Capítulo VII: Monitoreo Periódico
Listado y Categorización
Conocimiento de la Máquina
Selección de la Ruta y Definiciones
7.2
7.2
7.5
Medidas y Puntos de Medición
Datos de Referencia
Frecuencia de la Colección de Datos
Selección de Equipos de Prueba
Pantalla
Tendencias
Alarmas
Reportes
Resumen del Monitoreo Periódico
Referencias
7.8
7.11
7.12
7.12
7.13
7.15
7.16
7.17
7.17
7.18
Capítulo VIII: Balanceo Básico de Máquinas Rotativas
Tipos de Desbalance
Equipo de Balanceo
Verificaciones Previas al Balanceo
Mediciones
Relación entre el Desbalance de Masas y Angulo de Fases
Selección del peso de Prueba
Errores de Balanceo
Método Vectorial con Peso de Prueba
Fraccionamiento del Peso y la Combinación
Niveles Aceptables de Vibración
Resumen de Balanceo Básico de Máquinas Rotativas
Referencias
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8.2
8.3
8.4
8.4
8.6
8.7
8.7
8.7
8.9
8.9
8.10
8.12
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PROLOGO
Vibraciones Básicas de Máquinas, es un libro para principiantes en el campo de mantenimiento
predictivo que quiere comprender los fundamentos esenciales de las vibraciones en máquinas. El libro ha
sido desarrollado para servir como texto para un curso de cuatro dias en vibraciones de máquinas.
Ejemplos adicionales y revisión de preguntas pueden ser agregados a discreción del instructor. Los
resúmenes al final de cada capítulo también pueden usarse para uno o dos días de clases de revisión.
El autor reconoce las contribuciones de datos: de Kevin R. Guy, David B. Szrom, y Nelson L. Baxter. Se
aprecian los esfuerzos corrección ortográfica de Loretta G. Twohig y Dave Butchy. El autor desea
agradecer a Ciro Martinez Trinidad por su traducción tan excelenta al español de Basic Machinery
Vibrations; el trabajo de Joanne King en perfeccionar el manuscrito, y en el esfuerzo del repaso de Edgar
Ablan..
Clarendon Hills, Illinois
Mayo, 2002
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Ronald L. Eshleman
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CAPITULO I
VIBRACIONES BÁSICAS DE MAQUINARIA
Un analista sin los conocimientos básicos es como una máquina mal cimentada.
Tradicionalmente, las vibraciones se han asociado con fallas en las máquinas: desgaste,
funcionamiento anormal, ruido y daños estructurales. Sin embargo, en los últimos años, las vibraciones
han sido usadas para ahorrar a la industria millones de dólares por paros de maquinaria. La evaluación
de los cambios en los niveles de vibración de las máquinas se ha convertido en parte importante de la
mayoría de los programas de mantenimiento. Evaluaciones similares se han empleado para resolver
problemas de diseño, así como para establecer la causa de problemas de funcionamiento anormal y fallas
crónicas.
En este capítulo se tratan los fundamentos de las vibraciones mecánicas y la forma en que se
miden. Se definen las unidades y su terminología. Se enumeran las conversiones de unidades de
amplitud y de frecuencia. Se explica el ángulo de fase entre distintos puntos medidos y su
significado. Finalmente, se describen algunas propiedades de las máquinas.
UNIDADES DE VIBRACIÓN
Las unidades básicas utilizadas en este libro para describir las fuerzas de vibración y su movimiento
son:
TABLA 1. 1
Parámetro
Desplazamiento
Sistema Internacional
Sistema Imperial o Inglés
micrómetro Pico a Pico
milésimas de pulgada Pico
a Pico (mils P-P)
μ
(
m
P-P)
e
d n Velocidad
milímetros/segundo
Cero
a
pulgadas por segundo Cero
d ó
i
u
c
Pico
o
rms
a Pico o rms
ti a
l r
(
mm/s
0-P
o
rms
)
(ips 0-P o rms)
p b
i
m v Aceleración
metros / segundo al cuadrado g´s pico o rms
A
Cero a Pico
(1 g = 386.1 in/s2 )
2
( m/s 0-P)
Masa
kilogramos (kg)
libras masa (lbm)
Fuerza
Newtons (N)
libras fuerza (lbf)
Frecuencia
ciclos por minuto (cpm)
ciclos por minuto (cpm)
ciclos por segundo o Hertz ciclos por segundo o Hertz
(cps o Hz)
(cps o Hz)
radianes por segundo (rad/s) radianes por segundo
(rad/s)
Fase o desplazamiento grados
sexagesimales
o grados sexagesimales o
angular
radianes (° o rad)
radianes (° o rad)
Velocidad de rotación
revoluciones por minuto revoluciones por minuto
(rpm)
(rpm)
1.1
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Equivalencias:
1 μm = 1 x10-6 m
1 g = 386.1 in/s2 = 32.2 ft/s2 = 9.81 m/s2
1mil = 0.001 in = 25.4 μm
ips = inches per second = in/s (pulgadas / segundo)
rms = root mean square (valor cuadrático medio)
Una revolución del eje o un periodo de vibración es igual a 360°
1 radián = 180°/π = 57.2957°...≈ 57.3°
La Naturaleza Física de las Vibraciones
Las máquinas y estructuras vibran en respuesta a una o más fuerzas pulsantes comúnmente llamadas
fuerzas de excitación. Como ejemplo, podemos mencionar el desbalance de masa o las fuerzas originadas
por desalineamiento. El proceso es de causa y efecto (Figura 1.1) La magnitud de la vibración no depende
solamente de la fuerza sino también de las propiedades del sistema, ambas pueden depender de la
velocidad de la máquina. Las propiedades del sistema son: masa, rigidez y amortiguamiento.
La masa,
es el peso
dividido entre la constante
gravitacional (ver figura 1.2a);
La rigidez, depende de la
elasticidad de los materiales del
sistema y se expresa como el
cociente de la fuerza por unidad
de deflexión (N/m, lbf/in) La
rigidez se determina aplicando
una fuerza (en N o lbf ) a una
estructura mientras que se mide
Figura 1.1. Naturaleza de la vibración de una máquina; Causa y Efecto.
su deflexión (ver figura 1.2b);
El amortiguamiento,
es la
medida de la habilidad de un sistema para disipar energía vibratoria. El amortiguamiento es proporcional
ya sea al desplazamiento, en caso de estructuras, o a la velocidad, en caso de amortiguadores tales como
los empleados por los automóviles y cojinetes de película de aceite o cojinetes hidrodinámicos (ver figura
1.2c)
1.2
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Vibraciones Básicas de Máquinas
La causa de la vibración es usualmente gobernada por varios factores tales como: la operación para
la cual la máquina ha sido diseñada en un proceso; tolerancias de manufactura e instalación y defectos de
los componentes de la máquina debidas a manufactura y a desgaste. Las vibraciones pueden ser utilizadas
para identificar defectos que se originan por diseños defectuosos, fallas de instalación y desgaste.
Movimiento Vibratorio
Existen tres características fundamentales de la vibración son: frecuencia, amplitud y fase.
La frecuencia se define por el número de ciclos o eventos por unidad de tiempo. Se expresa en ciclos
por segundo o Hertz (cps o Hz), en ciclos por minuto (cpm), u órdenes de la velocidad de operación si la
vibración es inducida por una fuerza a la velocidad de giro. La velocidad de operación de una máquina,
así como sus velocidades críticas, se expresan en revoluciones por minuto (rpm)
El período (T), se obtiene de la forma de onda (amplitud vs. tiempo, Figura 1.3) y es el recíproco de
la frecuencia (T = 1/f) El período se define como el tiempo requerido para completar un ciclo de
vibración.
La Amplitud (A), es el valor máximo de la vibración en una cierta localidad de la máquina.
La Fase es la diferencia angular medida en grados o radianes entre vibraciones de la misma
frecuencia (Figura 1.4) Esta diferencia angular también puede medirse en unidades de tiempo. En la
figura 1.4 se observa que el pico de la vibración registrada en el punto B (trazo superior), ocurre en el
tiempo, antes que el pico registrado en el punto A (trazo inferior) Se dice entonces, que la vibración
registrada en el punto B está adelantada con respecto al punto A.
La fase puede usarse para determinar la relación en tiempo entre una fuerza de excitación y la
vibración que causa; por ejemplo, la fuerza originada por desbalance de masa y la vibración que genera.
Esta relación angular puede emplearse para efectuar un balanceo de la máquina.
Al movimiento que se repite a intervalos regulares, se le llama periódico (Figura 1.3) La forma de
onda senoidal de la Figura 1.3 tiene un período (T) El período se mide en segundos o milisegundos (s o
ms)1 La frecuencia (f) es igual al inverso del período o 1/T La forma más básica del movimiento
periódico es el movimiento senoidal (comúnmente llamado movimiento armónico simple) que se
representa por una senoide (Figura 1.3)
1 El periodo es medido en segundos o milisegundos [1,000 milisegundos (mseg) = 1 seg, para obtener segundos a partir de
milisegundos, mover el punto decimal hacia la izquierda tres lugares o dividir entre 1,000
1.3
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Figura 1.2a. Propiedad del Sistema: masa.
Figura 1.2b. Propiedad del Sistema: rigidez.
Figura 1.2c. Propiedad del Sistema: Amortiguamiento
1.4
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Figura 1.3. Vibración Armónica de un Rotor.
Algunos movimientos vibratorios de máquinas son
armónicos simples, como ejemplo podemos mencionar la
vibración de una máquina debida a desbalance de masa
que ocurre a la frecuencia de la velocidad de operación.
Sin embargo, la mayoría de las máquinas tienen múltiples
componentes de frecuencias distintas que generan una
vibración no armónica aunque sí periódica, tal como la
mostrada en la Figura 1.5.
Los armónicos son múltiplos enteros (1, 2, 3, 4..) de
cualquier vibración senoidal. Los órdenes son múltiplos
enteros de la frecuencia de la velocidad de operación de la
máquina.
La amplitud de vibración puede expresarse de varias
maneras: valor cuadrático medio (rms), cero a pico ( 0-P) y
pico a pico (P-P) ver Figuras 1.3 y 1.5: La amplitud pico a
pico se mide en la forma de onda de picos adyacentes
Figura 1.4.
Medición del ángulo de fase
positivo y negativo. Para una señal armónica simple como
la mostrada en la Figura 1.3, los valores rms o pico pueden
expresarse en términos del valor pico a pico: el valor pico
es igual a la mitad del valor pico a pico y, el valor rms es
igual a 0.707 el valor pico.
1.5
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rms: 0.186
Figura 1.5. Espectro y Forma de Onda de un Motor.
Para cualquier forma de onda no armónica tal como la mostrada en la Figura 1.5, el valor rms no
puede convertirse a valor pico ni viceversa. La amplitud positiva normalmente no es igual a la amplitud
negativa de una forma de onda no armónica. El valor pico es el valor más grande, ya sea positivo o
negativo. En general, el valor pico a pico no será igual a dos veces el valor pico. La multiplicación del
valor rms por 1.414 ( 1/0.707) no es un valor pico verdadero a menos que la vibración sea armónica; esto
es, que la vibración sea de una sóla frecuencia. Muchos instrumentos despliegan el valor pico como 1.414
veces el valor rms. Esto no es un valor pico verdadero a menos que la forma de onda sea senoidal.
Notemos que el valor rms se relaciona con la energía de la vibración2, en una máquina. Por ejemplo, el
valor rms de la forma de onda mostrada en de la Figura 1.5 es de 0.186 ips y el valor pico es 0.416 ips.
Notemos que al multiplicar 0.186 ips por 1.414, se obtiene un valor pico igual a de 0.263 ips. Este pico
se conoce comúnmente como “pico derivado”.
El número de ciclos por unidad de tiempo es la frecuencia de la vibración y es igual al inverso del
periodo:
T = periodo, s/ciclo
f = 1/T, ciclos/s (cps)
2 El valor rms puede ser definido matemáticamente por la siguiente fórmula: A rms = √ ½ (v 2 + v 2 + v 2 + v 2 +
1
2
3
..... + vn2), donde vi son las amplitudes pico de cada armónica que compone la vibración; n es el número de
componentes. El valor rms también puede obtenerse por circuitos eléctricos analógicos especiales.
4
1.6
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N = 60 x f, ciclos / minuto (cpm)
La vibración con un período de 11.899 ms (0.0119 s) tiene una frecuencia de 84.04 Hz o 5,042 cpm
de acuerdo a la simple ecuación f = 1/T.
Parámetros empleados para medir vibraciones
Las medidas empleadas para evaluar la magnitud o cantidad de vibración en maquinase muestran en
la Tabla 1.2
TABLA 1. 2
Medida
Desplazamiento
Velocidad
Aceleración
Unidades
μm P-P;
mils P-P
mm/s 0-P o rms;
ips 0-P o rms
m/s2 0-P o rms;
g´s 0-P o rms
Descripción
Movimiento de las máquinas o estructuras, se
relaciona con esfuerzo.
Rapidez de cambio del desplazamiento, se
relaciona con fatiga.
Está relacionado con las fuerzas presentes en
las componentes de las máquinas
Desplazamiento: Es la medida dominante a bajas frecuencias y se relaciona con el esfuerzo en
miembros estructurales flexibles. Se expresa en μm P-P o mils P-P debido a que, generalmente, los
desplazamientos de las máquinas son no armónicos y los picos positivos tienen magnitud distinta a los
picos negativos. El desplazamiento se usa para medir vibraciones de baja frecuencia (inferior a 1200 cpm
o 20 Hz) sobre las cubiertas de los cojinetes y en estructuras. El desplazamiento también se emplea
comúnmente para medir el desplazamiento relativo de un eje y su cojinete o entre la carcasa de la
máquina y el eje. En este caso, se usa a la frecuencia de velocidad de operación y a órdenes de ésta. La
figura 1.6 muestra el desplazamiento y la aceleración armónicos en función de una velocidad constante de
0.2 ips en un rango de frecuencias de 10 a 1000 Hz. El desplazamiento para una velocidad de 0.2 ips a
600 cpm (10 Hz) es igual a 6.4 mils P-P , mientras que para 60,000 cpm (1,000 Hz) es igual a 0.064mils
P-P. Es por lo tanto difícil medir el desplazamiento a altas frecuencias debido a las bajas amplitudes de la
vibración en relación con el “ruido” de la señal.
Velocidad: Es la rapidez del cambio del desplazamiento con respecto al tiempo. Depende tanto del
desplazamiento como de la frecuencia y está relacionada con la fatiga del material. Mientras más alto sea
el desplazamiento y/o la frecuencia de la vibración, mayor es la severidad de vibración de una máquina en
determinada localidad. La velocidad se emplea para evaluar la condición de las máquinas en un rango de
frecuencia de 600 a 60,000 cpm (10 a 1,000 Hz)
Aceleración: Es la medida dominante a altas frecuencias es proporcional a la fuerza sobre una
componente de una máquina, tal como un engrane y es empleada para evaluar la condición de la
1.7
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máquina cuando las frecuencias exceden a 60,000 cpm (1,000 Hz) En la Figura 1.6 una vibración
de 0.2 ips a 1000 Hz, es igual a una aceleración de 3.25 g´s y para 0.2 ips a 600 cpm (10 Hz), la
aceleración es solamente de 0.03 g´s. Concluimos que la aceleración es una medida inadecuada a
bajas frecuencias debido a que la amplitud de
señal es baja.
Conversión
entre
medidas.
Una
ilustración gráfica de la relación entre el
desplazamiento, velocidad
y
aceleración
armónicos se observa en la Figura 1.7. Para
movimiento armónico los valores
desplazamiento, velocidad
y
pico del
aceleración
pueden calcularse empleando las relaciones
Figura 1.7. Relaciones entre el
Desplazamiento, Velocidad y Aceleración.
Figura 1.6. Gráfico de Desplazamiento y
Aceleración para una Velocidad constante
de 0.2 pulg/seg.
mostradas en la Tabla 1.3:
Tabla 1. 3
Velocidad = 2πfD
Aceleración = 2πfV = (2πf)2D
D : Desplazamiento pico (Pulgadas)
f : Frecuencia (ciclos/s)
V : Velocidad (ips)
A : Aceleración (in/s2) (1 g = 386.1 in/s2)
1.8
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Solución:
f = 1,775 ciclos/min (1 min / 60 s) = 29.58 ciclos/s = 29.58 Hz
D = Aceleración / (2 πf)2
D = 0.5 g´s (386.1 in/s2/g) / (2π x 29.58)2
D = 0.0056 in 0-P = 5.6 mils 0-P
D = 11.2 mils P-P = 11.2 x 25.4 μm P-P = 284 μm P-P
Ejemplo 1.4: Convertir una aceleración de 2 g´s rms a 60,000 cpm (1,000 Hz) a velocidad en
ips 0-P y mm/s 0-P.
Solución:
A = 2 (1.4142) 0-P = 2.828 g´s 0-P
A = 2.828 x (386.1 in/s2) 0-P = 1,091.9 in/s2 0-P
V = 1,091.9 in/s2 0-P / 2π(1,000)
V = 0.17 in/s 0-P = 4.41 mm/s 0-P
Ejemplo 1.5: Convertir una velocidad de vibración de 0.2 ips rms a 120,000 cpm (120 kcpm o
2,000 Hz) a aceleración en g´s 0-P y m/s 2 0-P.
Solución:
f = 120,000 cpm /60 = 2,000 Hz
V = 0.2 ips rms x (1.414) = 0.282 ips 0-P
A = 2 π x (2,000 Hz) x (0.282 ips 0-P )/ 386.1 in/s 2/g
A = 9.2 g´s 0-P = 9.2 x 9.81 m/s 2 0-P = 90.3 m/s 2 0-P
1.10
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La medición de vibraciones
La vibración mecánica se mide con un transductor (también llamado pick up, captador o sensor) que
convierte el movimiento vibratorio en una señal eléctrica. Las unidades de la señal eléctrica son Volts (V)
o más comúnmente milivolts (mV). Hay mil mV por cada V. Para obtener V de mV, mueva el punto
decimal 3 veces a la izquierda o divida entre
1000. La señal medida en V se manda a un metro,
osciloscopio o analizador. La amplitud se calcula
al dividir la magnitud del voltaje por el factor de
escala, el cual puede estar expresado en mV/mil,
mV/ips, mV/g, mV/grado, o cualquier otra
relación de mV a unidades de ingeniería. La
figura 1.8 es una representación esquemática de
los tipos de los tipos comunes de transductores
disponibles para medir la vibración en un
Figura 1.8. Medición de vibraciones básica:
osición de los transductores.
sistema rotor – cojinetes.
Sensores de proximidad (proximity probes) o transductores de desplazamiento del tipo no contacto o de
corrientes de eddy (corrientes de remolino)
Estos sensores se sujetan a las cubiertas de los cojinetes y miden la vibración relativa del eje con
respecto al sensor. Normalmente dos sensores se montan con una diferencia angular de 90° entre ellos
(Figura 1.9) El sensor “horizontal” siempre será el que se encuentre a la derecha del sensor “vertical”
cuando la máquina se observe desde el lado del acoplamiento al motor. Notemos que la vibración
horizontal está adelantada a la vertical por 90° cuando la rotación del eje es en sentido anti-horario.
Accesorios de contacto directo al eje (shaft rider)
En ocasiones se requiere medir la vibración absoluta del eje y para esto puede emplearse un vástago
con una zapata con material antifricción que se coloca sobre el eje. (Figura 1.8)
Los transductores de velocidad
Miden la vibración absoluta de la cubierta de los cojinetes. La velocidad puede ser convertida a
desplazamiento al ser integrada electrónicamente o matemáticamente por medio de un analizador de
espectros.
Acelerómetros
Estos sensores miden la vibración absoluta en m/s2 o en g´s. La señal puede integrarse a velocidad o
desplazamiento ( dos integraciones), sin embargo, el ruido presente en la señal constituye un problema al
tratar de integrar señales de baja frecuencia. La vibración de un eje no puede obtenerse directamente a
1.11
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Vibraciones Básicas de Máquinas
partir de una medida absoluta de un sensor colocado en la tapa del cojinete debido al sistema dinámico
que forman el eje y el propio cojinete. Un sensor de proximidad o “shaft rider” se requieren para medir la
vibración del eje3.
Un ejemplo de un registro vibratorio capturado sobre una bomba de agua vertical se muestra en la
Figura 1.10. La forma de onda en mV está tomada directamente del transductor: un transductor de
velocidad con una sensibilidad o factor de escala de 1,000 mV/ips. El valor pico medido fue de 934 mV,
por lo tanto, la velocidad pico es igual a:
Velocidad 0-P = 934 mV / 1000 mV/ips = 0.934 ips 0-P
Pueden emplearse dos transductores para determinar el ángulo de fase entre dos localidades de una
máquina, sin embargo, la ubicación de cada transductor debe considerarse al momento de evaluar los
datos. Los transductores axiales mostrados en la Figura 1.8 están montados con una diferencia angular de
180° por lo tanto, se deben agregar 180° a la lectura de uno de ellos.
Figura 1.9a. Convención de posiciones para medición con Captadores de No Contacto.
3 Si se emplea un sensor de proximidad relativo, debe medirse el desplazamiento del punto de sujeción. Una resta
electrónica de las dos señales dá como resultado el desplazamiento absoluto del eje. Empleando un “shaft rider” o
“cola de pescado” sobre el eje, con un transductor de velocidad o aceleración, puede conocerse el desplazamiento
absoluto del eje una vez que se ha integrado una o dos veces la señal.
1.12
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 1.10. Forma de onda de una
Figura 1.11. Angulo de fase con
bomba con rotor desbalanceado.
respecto a una señal de referencia
Figura 1.12.
Medición del ángulo de fase utilizando una luz
estroboscó ica.
1.13
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Medición del ángulo de fase
El ángulo de fase entre dos señales indica su relación en el tiempo. Ambas pueden representar
vibración o fuerza y su relación puede indicar una condición tal como desalineamiento, la frecuencia de
una velocidad crítica, o la localización del punto pesado en un rotor durante el proceso de balanceo.
El ángulo de fase puede medirse de la forma de onda (amplitud vs. tiempo) empleando un
osciloscopio analógico o digital (Figura 1.4), por medio de un analizador de dos canales, medidor de fase
o empleando una lámpara estroboscópica. Es esencial medir con precisión la diferencia en tiempo entre
las señales para medir el ángulo de fase. En ocasiones se mide a partir de una señal de referencia generada
una vez por revolución por un sensor estacionario, por ejemplo, un sensor óptico que observe una cinta
reflejante o un sensor de proximidad que detecte el paso del cuñero (Figura 1.11) La señal de referencia
se corresponde a una posición angular única en el eje. El ángulo de fase de la señal de vibración puede
medirse con respecto a esa posición angular sobre el eje. El ángulo de fase que se relaciona con el tiempo
requerido para efectuar una revolución del eje se obtiene al multiplicar 360° por la diferencia en tiempo
de los dos eventos (señal de referencia y pico de la vibración) y al dividir entre el período de la vibración.
Este ángulo de fase se mide en forma automática por los analizadores empleados para el balanceo.
El ángulo de fase también puede medirse con una lámpara estroboscópica (Figura 1.12) el disparo de
la lámpara se efectúa al cruce por 0 de la señal de vibración, es decir, cuando el voltaje cambia de
negativo a positivo. Al realizarse el disparo luminoso se visualiza una marca arbitraria colocada en el eje
y puede medirse su posición con respecto a una escala graduada colocada en el cojinete o una parte
estacionaria del equipo.
El ángulo de fase en diferentes posiciones puede medirse al reubicar el sensor de vibración sobre la
máquina.
Análisis de Vibraciones
Un movimiento periódico puede descomponerse en una serie de movimientos armónicos. La
vibración periódica mostrada en Figura 1.13 puede representarse como la suma de dos vibraciones
armónicas (trazos 1 y 2) 1X y 2X.
1.14
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Notemos que la vibración
a 2X tiene una frecuencia igual
a dos veces la vibración a 1X.
La vibración a 2X se denomina
“segundo armónico de la
vibración a 1X” debido a que su
frecuencia es exactamente dos
veces la de la vibración a 1X.
Cuando la frecuencia a
1X
corresponde con la velocidad de
giro de la máquina, la vibración
Figura 1.13. Armónicas componentes de un
movimiento periódico complejo.
a 2X se llama “vibración de 2º
orden”
El movimiento periódico
tiene una forma específica cuando las dos componentes están en fase como se muestra la Figura 1.13.
Si la fase de las dos componentes se cambia, la magnitud del pico de la vibración, esto es, la
amplitud, cambiará. En general, la suma de las amplitudes individuales no es igual al valor pico de la
forma de onda periódica total. La suma de los picos de las amplitudes 1 y 2, serán iguales al pico
total de la vibración sólo cuando la componente fundamental (1X) esté adelantada a la componente
de 2º orden (2X) por 45° o 225°. Cualquier otra relación angular resultará en un pico total menor que
la suma individual de sus componentes.
La amplitud y la frecuencia de las componentes que constituyen una forma de onda se muestran
directamente en el espectro de frecuencias (ver Figura 1.14, trazo superior) En este gráfica se despliega
amplitud vs. frecuencia. La descomposición de una forma de onda periódica compleja en sus
componentes de frecuencia se muestra en la figura 1.15. El espectro muestra la descomposición de la
forma de onda en las componentes armónicas que la constituyen. Las amplitudes de las armónicas
mostradas en el espectro se obtuvieron por medio de un “analizador de espectros”. La forma de onda no
puede reconstruirse a partir de este espectro de frecuencia a menos que el ángulo de fase de cada
componente armónica se conozca.
Un analizador FFT utiliza un bloque de datos capturados durante un tiempo determinado y
relacionado a un rango de frecuencia seleccionado antes del procesamiento de los datos. Una
computadora digital que contenga un algoritmo (un procedimiento matemático definido) lleva a cabo
la transformada rápida de Fourier (FFT) El analizador FFT despliega las componentes de la vibración
1.15
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Vibraciones Básicas de Máquinas
en celdas (bins) o líneas (típicamente 400 y múltiplos de este valor), igualmente espaciadas en un
rango de frecuencias. Las celdas pueden ser consideradas como una serie de filtros.
1.16
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 1.14. El espectro de frecuencias y su relación con la forma de
la onda compleja.
Excitación
El propósito del análisis de vibraciones es
identificar defectos y evaluar la condición de
operación de las máquinas. Las frecuencias se
usan para relacionar las fallas de las máquinas con
las fuerzas que causan la vibración. Es por lo tanto
importante identificar las frecuencias de las
componentes de la máquina y sus sistemas
antes de realizar el análisis de vibraciones. Las
fuerzas generalmente son el resultado de
defectos o desgaste de las componentes de la
máquina o son debidas al diseño del equipo o a
Figura 1.15. Anális is de la form a de onda.
problemas de instalación tales como el
desalineamiento, pata coja o floja, solturas o
flojedad, etcétera. La tabla 1.4 muestra una lista de algunas frecuencias de excitación comúnmente
asociadas con máquinas; Es importante identificar la velocidad de operación del equipo antes de
proceder con el análisis de las vibraciones, debido a que las fuentes de vibración se relacionan con
su velocidad de operación.
1.17
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Frecuencias Naturales, Formas Modales y
Velocidades Críticas
Las frecuencias naturales se determinan por el
diseño de una máquina o de un componente. Son
propiedades del sistema y dependen de la
distribución de la masa y de la rigidez (ver figura
1.2). Cada sistema tiene un número de frecuencias
naturales, las que no son, sin embargo, múltiplos de
la primer frecuencia natural (excepto casos raros de
componentes simples) Las Frecuencias Naturales no
Figura 1.16.
Forma modal de un rotor flexible.
son importantes en el diagnóstico de falla de una
máquina a menos que una frecuencia excitadora se
ubique cerca de una frecuencia natural o que ocurran impactos en la máquina. Si una frecuencia
excitadora es cercana a una frecuencia natural, se presenta una resonancia y los niveles de vibración son
elevados debido a que la máquina absorbe energía con facilidad a sus frecuencias naturales. Si la
frecuencia de excitación es un orden de la velocidad de operación de la máquina, se conoce como
velocidad crítica. Solamente las frecuencias naturales que están dentro del rango de frecuencias
excitación son de interés para el análisis de las vibraciones de las máquinas.
1.18
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Tabla 1. 4 Algunas frecuencias de excitación asociadas a máquinas
Fuente
Frecuencias (múltiplos de la velocidad de giro)
Inducidas por fallas
Desbalance de masa
1X
Desalineamiento
Eje flexionado
Soltura o flojedad mecánica
Distorsión de carcasa, cimentación o
base
1X, 2X
1X
Armónicas impares de 1X
Rodamientos antifricción
Impactos y mecanismos de impacto
1X
Frecuencias características, no son armónicas de la
velocidad de giro
Múltiples frecuencias, dependen de la forma de
onda
Inducidas por diseño
Juntas universales
Ejes asimétricos
Engrane (n dientes)
Coples (m mordazas)
Remolino de aceite
Álabes y aspas (m)
Máquinas reciprocantes
2X
2X
nX
mX
0.43X a 0.47X
mX
1/2 y múltiples armónicas de la velocidad de giro,
depende del diseño
Las formas modales de un sistema se asocian con sus frecuencias naturales. La forma que asume un
sistema al vibrar a una frecuencia natural se llama “forma modal”. Una forma modal no proporciona
información sobre el movimiento absoluto del sistema, sino que consiste en deflexiones en puntos
seleccionados. Las deflexiones se determinan con relación a un punto fijo en el sistema, normalmente
ubicado en uno de los extremos del eje. El movimiento absoluto puede determinarse únicamente cuando
las fuerzas de vibración y amortiguamiento se conocen. Un ejemplo de forma modal de un rotor flexible
se muestra en la figura 1.16. Los modos de rotores rígidos se determinan por la flexibilidad de los
cojinetes. Los rotores flexibles pueden vibrar en modos con movimiento lateral, torsional y axial. La
forma modal en donde el movimiento es nulo se conoce como un “nodo”. Obviamente los transductores
no deben montarse cerca o en un nodo.
1.19
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Vibraciones Básicas de Máquinas
RESUMEN DE LA TEORÍA BÁSICA DE VIBRACIONES
Las tres características importantes de la vibración son: frecuencia, amplitud y fase.
La frecuencia es el número de ciclos por unidad de tiempo.
El período es el tiempo requerido por un ciclo de vibración y es el recíproco de la frecuencia.
La amplitud es el máximo valor de vibración en una localidad dada de una máquina. Para el
desplazamiento se expresa en μm o mils; para velocidad en mm/s o ips (inches per second); para la
aceleración en m/s2 o g´s.
La amplitud de vibración se expresa en unidades de cero a pico (0-P), pico a pico (P-P), o rms (root
mean square, valor cuadrático medio)
El valor cero a pico y rms se emplean con velocidad y aceleración. El valor de desplazamiento se
expresa en amplitud pico a pico.
Las medidas de vibración -desplazamiento (esfuerzo), velocidad (fatiga), aceleración (fuerza)pueden convertirse una a otra si la vibración es de una sola frecuencia (armónicos)
El ángulo de fase es la relación en tiempo entre vibraciones y/o fuerzas de la misma frecuencia.
Una fuerza o frecuencia de excitación causa vibración. La vibración siempre está retrasada con
respecto a la fuerza que la genera.
Las fuerzas vibratorias se generan por variables de procesos, diseño inadecuado, mala instalación y
defectos en la fabricación o desgaste.
Las vibraciones se analizan por medio de formas de onda y en el espectro de frecuencias.
Las frecuencias naturales son una propiedad del sistema mecánico y dependen de la masa y de la
rigidez.
La resonancia ocurre cuando la frecuencia de una fuerza de excitación es igual o cercana a una
frecuencia natural.
Una velocidad crítica es una resonancia especial en una máquina rotatoria.
La vibración se amplifica en la resonancia.
1.20
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Vibraciones Básicas de Máquinas
CAPITULO II
ADQUISICIÓN DE DATOS
Las decisiones serán tan acertadas como los hechos en que se han basado.
Los registros de vibración
se obtienen de una máquina
por medio de un transductor
que convierte la vibración
mecánica
a
una
señal
eléctrica de voltaje (Figura
2.1) La calidad de la señal
obtenida
de
depende
del
la
máquina,
transductor
seleccionado así como de la
forma en que se monta y de
su ubicación.
La correcta adquisición de
datos de vibración es la clave
para realizar un monitoreo de
Figura 2. 1. Adquisi ción de datos de una máquina.
máquinas efectivo, llevar a
cabo un diagnóstico de falla,
evaluar
la
condición
y
realizar pruebas de aceptación. La adquisición de datos de buena calidad requiere de una
planeación que involucra: la máquina, la naturaleza de los datos de vibración esperados, la
instrumentación disponible y el propósito de la prueba.
Antes de realizar la
adquisición de datos, el analista debe formular un plan técnica y
económicamente viable basado en el propósito de los datos a adquirir (esto es,
monitoreo,
diagnóstico, evaluación de condición o pruebas de aceptación) Los tópicos considerados en este
capítulo incluyen la selección de la medida de vibración (desplazamiento, velocidad o aceleración),
el transductor, su montaje y su ubicación. Debido a que los datos se digitalizan en forma previa a
su almacenamiento, los tiempos de adquisición y tamaño de muestra también deben considerarse de
tal forma que los despliegues adecuados de la información sean adecuados para el análisis y la
evaluación. La clave para un trabajo de calidad
en el campo de vibraciones es una adecuada
adquisición de datos.
2.1
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Selección del parámetro a medir
Una medida es una unidad o estándar de medida que provee un medio para evaluar los datos. Tres
parámetros de vibración están disponibles: desplazamiento, velocidad y aceleración. Idealmente, el
transductor proporcionaría el parámetro medido en forma directa, sin embargo, las limitaciones del
transductor no siempre permiten la medición directa de la vibración en el parámetro adecuado.
El parámetro a medir se selecciona en función del contenido de frecuencia de la vibración presente, del
diseño de la máquina, del tipo de análisis que se efectuará (fallas, condición, información de diseño) y
la información buscada.
El desplazamiento absoluto, que se emplea para medir vibración estructural de baja frecuencia (de 0 a
20 Hz), está relacionado con el esfuerzo (eje o estructura) y típicamente se mide con un acelerómetro
con doble integración. El desplazamiento absoluto , de un eje debe ser medido por medio de un
transductor de contacto o un transductor de no contacto en combinación con un transductor sísmico,
sin embargo, la frecuencia debe ser considerada cuando la severidad del desplazamiento o de
aceleración se evalúen.
El desplazamiento relativo de un eje de mide con un sensor de proximidad y muestra la vibración del
eje con respecto al cojinete. Se emplea en un rango de frecuencia amplio.
Para monitoreo general de maquinaria y análisis con un rango de 10 a 1,000 Hz, la velocidad, es el
parámetro predeterminado. La velocidad, como razón de cambio del desplazamiento con respecto al
tiempo, depende de la frecuencia y del desplazamiento y se relaciona con la fatiga. Se ha demostrado
que es una buena medida en el rango de 10 a 1,000 Hz porque un valor único expresado en rms o cero
a pico puede usarse para evaluaciones gruesas de la condición sin necesidad de considerar a la
frecuencia. La mayoría de los colectores de datos modernos emplean acelerómetros, por lo que la
señal se integra para obtener velocidad.
La aceleración es el parámetro empleado para frecuencias superiores a 1,000 Hz. Se relaciona con la
fuerza y es usado para medir altas frecuencias tales como frecuencias de engranaje y defectos en
rodamiento antifricción.
La aceleración y la velocidad son medidas absolutas que se toman sobre la caja del cojinete o tan cerca
a éste como sea posible. El desplazamiento relativo entre la carcasa y el rotor, típicamente se mide por
medio de un sensor de proximidad instalado en forma permanente. Algunas aplicaciones generales de
los parámetros a medir y el rango de frecuencias aplicables se muestran en la Tabla 2.1. Los rangos de
frecuencia predeterminados para colectores de datos se muestran en la Tabla 2.2. Varios parámetros a
medir que dependen de la máquina, se listan en la Tabla 2.3.
2.2
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Vibraciones Básicas de Máquinas
En resumen, la selección de un parámetro (desplazamiento, velocidad o aceleración) para evaluar fallas
o condición de máquinas, se basa en los rangos de frecuencia útiles del parámetro medido (Tabla 2.1),
del rango de frecuencias predeterminado (Tabla 2.1 ) y de la aplicación (Tabla 2.3)
Ejemplo 2.1: Seleccione un parámetro o parámetros de medida para una caja de engranes de reducción
sencilla de 9 MW descrito en la Tabla 2.3.
La caja de engranes está equipada con cojinetes hidrodinámicos y es suficientemente grande (mayor de 500
HP) para justificar la instalación permanente de sensores de desplazamiento de no contacto para evaluar la
posición del eje dentro del cojinete y la relación amplitud de vibración a claro del cojinete. El analista
podrá entonces evaluar la severidad de la vibración del eje. Debido a que la frecuencia de engranaje (3,000
Hz) es mayor a 1,000 Hz (ver Tabla 2.1), la aceleración de la carcasa debe ser monitoreada y analizada. Un
rango de frecuencia hasta 10,000 Hz (ver Tabla 2.2) se debe monitorear en términos de aceleración, y las
componentes de 75,000 cpm (entrada, eje de alta) y 12,000 cpm (salida, eje de baja), en términos de
desplazamiento a partir de los sensores de proximidad.
Ejemplo 2.2: Seleccionar el parámetro o parámetros a medir para un rodillo secador. La velocidad
de giro es de 300 rpm. El rodillo de varias toneladas está montado en rodamientos antifricción con
26 elementos rodantes.
Debido a que el rodillo opera a baja velocidad, el desbalance de masa no es de consideración ya que
la fuerza es baja. La frecuencia característica mayor del rodamiento es la que corresponde a la
frecuencia de defecto de falla de la pista interna (BPFI) y puede aproximarse de acuerdo a la
siguiente ecuación:
BPFI = 0.6 x velocidad de giro x (No. de rodillos) = 0.6 x 300 x 26 = 4,680 cpm (78 Hz)
De la tabla 2.2 se observa que el rango de frecuencia debe ser igual a: 10 x BPFI = 10 x 4680 =
780 Hz. Por lo tanto, y de acuerdo a la Tabla 2.1, este valor puede ser cubierto en términos de
velocidad.
2.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 2. 1.Parámetros empleados para medición de parámetros en máquinas
Rango útil de
Parámetro
Parámetro
Aplicaciones
frecuencias
físico
Desplazamiento
relativo
0 – 1,000 Hz
Esfuerzo y
movimiento
Movimiento relativo del eje en cojinetes o
carcasas
Desplazamiento
absoluto
0 – 20 Hz
Esfuerzo y
movimiento
Movimiento estructural
Velocidad
10 – 1,000 Hz
Energía y
fatiga
Condición general de la máquina y
vibraciones de frecuencias medias
Aceleración
> 1,000 Hz
Fuerza
Condición general de la máquina y
vibraciones de frecuencias medias y altas
Ejemplo 2.3: Seleccione parámetro(s) a medir para un motor de inducción de 200 HP, 4 polos, con 8
elementos rodantes en sus rodamientos antifricción.
La vibración a la velocidad de operación tiene una frecuencia cercana a 1,800 cpm (30Hz) y un rango de
frecuencia de 300 Hz, el cual se ubica dentro del rango de velocidad. El rango de frecuencia del rodamiento
es: 10 X BPFI = 10 X 0.6 X 8 X 1,800 cpm= 86,400 cpm (1,440 Hz)
Debido a que la mayor parte de la actividad se encuentra en el rango cubierto por velocidad, puede
emplearse un transductor de velocidad (o un acelerómetro con integración sencilla) a pesar de que
exista alguna actividad arriba de 1,000 Hz. Los rangos de frecuencia útiles para las medidas empleadas
se traslapan, por lo tanto, la medida debe seleccionarse de acuerdo a la porción de frecuencia
predominante del componente. Por ejemplo, si el rango de
frecuencia predeterminado para el
rodamiento hubiese sido 2,880 Hz (16 elementos rodantes), el parámetro de aceleración, se hubiese
seleccionado para los rodamientos, sin embargo, el rango de frecuencia de 300 Hz para el rotor, aún se
ubica dentro del rango de velocidad; por lo tanto, dos medidas, velocidad y aceleración, se requerirían.
Tabla 2. 2 Rangos de frecuencia predeterminados para colectores de datos
Componente
Rango de frecuencia
Vibraciones del eje
10 X velocidad de giro
Cajas de engranes
3 X frecuencia de engranaje
Rodamientos de elementos rodantes
(rodamientos antifricción)
Bombas
10 X BPFI
3 X Paso de álabes
Motores y Generadores
3 X 2 FL (frecuencia de línea)
Ventiladores
3 X Paso de aspas
Cojinetes cilíndricos o comunes
10 X velocidad de giro
2.4
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Transductores de Vibración
La información sobre la vibración se adquiere por transductores colocados en posiciones óptimas
sobre un sistema mecánico. Los transductores convierten las vibraciones mecánicas a señales
eléctricas que se acondicionan y
proc esan con una ampl ia variedad de
instrumentos.
Estos
instrumentos
proveen
la
información necesaria para realizar un
monitoreo de condición, verificar el
desempeño,
diagnosticar
fallas
e
identificar parámetros. La magnitud, la
frecuencia y el ángulo de fase entre dos
señales se emplean para efectuar una
evaluación.
La selección del transductor está basada
en la sensibilidad, el tamaño, la medida
seleccionada, la respuesta a la frecuencia
y el diseño y velocidad de la máquina.
Figur a 2. 2 Frecuencia de respuesta de algunos
La respuesta de cualquier instrumento,
transductores de velocidad.
incluyendo los transductores, determina
la calidad de respuesta del instrumento a un estímulo (voltaje o vibración) a una frecuencia dada. Los
analistas desean una frecuencia plana en el rango de frecuencias observado. ¿Provee el transductor una
señal eléctrica que es proporcional a la vibración que está midiendo? Desafortunadamente, la respuesta
es no en algunos casos. En la Figura 2.2. por ejemplo, se observa que la curva de respuesta para un
sensor de velocidad no es plana. A bajas frecuencias presenta atenuación, esto es, su respuesta es menor
a una señal de la misma fuerza que la que tiene a frecuencias mayores a 20 Hz. Esto significa que si el
mismo factor de escala de 484 mV/ips se emplea en todo el rango de frecuencia, las amplitudes a bajas
frecuencias serán menores que las reales. Las curvas de respuesta a la frecuencia (amplitud vs.
frecuencia) tales como las mostradas en la Figura 2.2, típicamente se proveen por el fabricante del
transductor.
La sensibilidad del transductor es la relación del voltaje de salida a una vibración de entrada dada; por
ejemplo, 200 mV/mil, 500 mV/ips, 100 mV/g. Cuanto mayor es el voltaje de salida por unidad de
ingeniería de entrada, mayor será la sensibilidad del transductor.
2.5
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Sensores de proximidad. El sensor de proximidad (sensor de desplazamiento de no contacto, de
corrientes de remolino “eddy”) mostrado en la Figura 2.3, mide
el desplazamiento estático y
dinámico de un eje con respecto a la caja del cojinete. En varias máquinas se monta en forma
permanente para monitoreo continuo (protección) y análisis. La aplicación de los sensores de
desplazamiento relativo para medir las vibraciones en las direcciones radial y axial se cubren en
detalle en la norma API 670 rotores livianos instalados en carcasas robustas tales como turbinas,
compresores, etcétera. Debido al peso y la rigidez de la carcasa, la alta vibración del rotor liviano no
afectará mucho al incremento de la vibración de la carcasa; en estos casos es necesario medir la
vibración real del eje con los captadores de proximidad. Las aplicaciones de estos captadores en la
medición de las vibraciones en las posiciones axial y radial son tratadas en detalle en el API 670 [1].
Máquina
Caja de
engranajes de
simple
reducción
Tabla 2. 3 Selección de Medidas para varios tipos de Equipos1
Potencia
Giro (RPM)
Tipo de
Medida
(HP/Mw) Frecuencias (Hz) Cojinete
es
2
9 Mw
7,500 RPM input
1,200 RPM output
GM = 3,000 Hz
película de
aceite
Caja de
engranajes de
doble reducción
400 HP
1,800 RPM input
200RPM out put
GM=375.725 Hz
rodamientos
de 15
aceleración y velocidad
rodillos
acelerómetro
o velocidad
Turbina a vapor
18,000
HP
5,000 RPM
película de
aceite
captador de
proximidad
desplazamiento del eje
captador de
proximidad
acelerómetro
desplazamiento del eje
captador de
proximidad
película de
aceite
desplazamiento del eje
aceleración de la
carcasa
captador de
proximidad
acelerómetro
3,600 RPM
película de
aceite
desplazamiento del eje
captador de
proximidad
1,800 RPM
rodamiento
de 08
rodillos
velocidad de la carcasa
acelerómetro
o velocidad
Turbina a vapor
500 Mw
3,600 RPM
Turbina a gas
50 Mw
9,000 RPM
Motores de
Inducción
grandes
4,000 HP
Motores de
Inducción
200 HP
película de
aceite
desplazamiento del eje
aceleración de la
carcasa3
Transductor
película de
acelerómetro
Motores Diesel
400 HP
1,800 RPM
aceite
velocidad de la carcasa
Bombas
centrífugas de
alta eficiencia
18,000
HP
5,000 RPM
película de
aceite
desplazamiento del eje
y velocidad de la
carcasa
o velocidad
captador de
proximidad
acelerómetro
o velocidad
2.6
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Continuación Tabla 2.3. Selección de Medidas para varios tipos de Equipos1
Potencia
Giro (RPM)
Tipo de
Transductor
Máquina
Medida
(HP/Mw) Frecuencias (Hz) Cojinete
es
Bombas
200 HP
1,800 RPM
Bombas
reciprocantes
200 HP
300 RPM
Compresores
Centrífugos
1,000 HP
5,000 RPM
Compresores
Reciprocantes
500 HP
480 RPM
centrífugas
rodamiento
de 12
rodillos
rodamiento
de 15
rodillos
velocidad de la carcasa
acelerómetro
velocidad de la carcasa
acelerómetro
o velocidad
película de
aceite
desplazamiento del eje
captador de
proximidad
película de
aceite
velocidad de la carcasa
acelerómetro
o velocidad
rodamiento
acelerómetro
de 26
velocidad de la carcasa
o velocidad
rodillos
1 Solamente medidas convencionales, HFD, detección de envolventes y otras técnicas especiales no
incluidas.
2
Eje = Vibración relativa del eje.
3
Carcasa = Caja de cojinetes
Dryer Roll
300 RPM
La sonda o probeta está constituida por una
bobina plana protegida por un plástico no
conductivo o un material cerámico, la cual se
ubica en el extremo de un cuerpo metálico
roscado. Un oscilador demodulador, también
conocido como “driver” o “proximitor”, se
requiere para excitar la sonda para una
frecuencia de 1.5 a 2 MHz. El campo
magnético resultante, se radía de la punta de la
sonda. Cuando se aproxima un eje a la sonda,
se inducen corrientes de remolino sobre el eje
que extraen energía del campo y su magnitud
decrece. Esta disminución en la amplitud,
genera una señal de CA, directamente
proporcional a la vibración. El voltaje constante
Figur a 2. 3a. Captador de Proximidad.
del oscilador demodulador, varía en proporción a
Cortesía de Bently Nevada Corporation
la distancia que existe entre la punta de la sonda
y el material conductor. La sensibilidad de la
sonda es generalmente de 200 mV/mil (8 mV/μm) dentro de un rango de 0 a 80 mils ( 0 a 2 mm) El
oscilador demodulador requiere una alimentación de voltaje negativo de –24V CD; la sonda debe estar
blindada y aterrizada.
2.7
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Vibraciones Básicas de Máquinas
La sensibilidad de los captadores es generalmente 200 mv/mil (8 mv/ μm) por separación o “gap”
de 0 a 80 mils. El oscilador demodulador requiere el suministro del voltaje negativo de 24 V DC,
el sensor debe ser blindado y con puesta a tierra.
Figura 2.3b. Captador de Proximid ad montado en el
alojamiento de coj inetes.
Figura 2.3c. Esquema de funci onamiento del
Captador de Proximi dad.
2.8
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Transductores de Velocidad. Estos sensores (ver figura 2.4a) son auto excitados o sea que no
requieren suministro de energía para
trabajar, se llaman también sensores
sísmicos porque interiormente tiene
una bobina suspendida con dos resortes
dentro de un campo magnético fijo.
Al existir movimiento relativo entre el
imán permanente y la bobina se genera
una
señal
eléctrica
que
responde
directamente a la velocidad de la
Figura 2.4a.Transductor Sísmico de Velocidad.
vibración. Son utilizados para medir
las vibraciones en los alojamientos de
los cojinetes en el rango de frecuencias de 10 hasta 2,000 Hz.
Un transductor de velocidad típico genera 500 mV/pulg/seg, excepto para frecuencias
inferiores a 10 Hz (ver figura 2.2).
La
sensibilidad
baja
para
frecuencias inferiores de 10 Hz,
por que la bob ina ya no se que da
fija en el espacio sino que tiende a
seguir el movimiento del imán
perma nente ent onc es las lectu ras
deben ser corregidas por un factor
(>1) que depende de la frecuencia
(ver figuras 2.2 y 2.4b).
Figura 2.4b. Curva de Factores de Corrección para
el Transductor sísmico de velocidad IRD 544.
2.9
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Acelerómetros. Son sensores utilizados para medir los niveles de vibración en carcasas y
alojamientos de cojinetes, son sensores que típicamente se suministran con los colectores de
datos. El acelerómetro consiste en una pequeña masa montada sobre cristales piezoeléctricos que
produce n pequeñas señales eléctricas proporcionales a la aceleración cuando hay una fuerza
aplicada (ver figuras 2.5a y 2.5b). Para poder medir la pequeña señal eléctrica generada por los
cristales piezoeléctricos los acelerómetros tienen incorporados amplificadores electrónicos de
alta ganancia, por ejemplo el acelerómetro IRD 970 tiene una sensibilidad de 50 mV/g.
El
tamaño
proporciona l
de
a
un
acelerómetro
su
sensibi lidad:
es
Un
acelerómetro, tan pequeño como un borrador de
lápiz tiene una sensibilidad de 5 mV/g y una
respuesta plana hasta 25 kHz. Un acelerómetro
de
1,000
mV/g
que
es
utilizado
para
mediciones a bajas frecuencias, puede ser tan
grande como un transductor de velocidad y
Figura 2.5a. Acelerómetro y Suministrador de
Potencia.
tener una respuesta plana hasta 1,000 Hz. El
Cortesía de PCB Piezotronics Inc
analista debe tener cuidado de las características
de cada acelerómetro antes de utilizarlos.
Si se desea medir velocidad de vibración, la señal es usualmente integrada antes de ser
registrada o analizada, en la figura 2.7 se muestra un integrador análogo y suministrador de
potencia,
este
accesorio
tiene
su
propia
frecuencia de respuesta característica y una
determinada disminución a bajas frecuencias.
Como la aceleración es una función del
desplazamiento y la frecuencia al cuadrado
(Aceleración
=
2 π fV
=
(2 π f) 2 D),
los
acelerómetros son sensibles a las amplitudes
de la vibración a altas frecuencias debido a
esta característica es particularmente útil
para mon itoreo fij o debido a su larga vid a y
Figura 2.5b. Esquema del Acelerómetro c on
amplificador incorporado.
su baja sensibilidad cruzada (la sensibilidad
cruzada significa que el transductor genera
2.10
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Vibraciones Básicas de Máquinas
una señ al en la dire cción X por vibracione en la direc ión Y), sin embargo; E ruido del c able,
la long tud del cab le y la sen ibilidad po temperatur a del acele ómetro deb en ser eval adas
cu idadosamente.
T ansductore de Fuerza. Los transd ctores de f erza, tales omo
m rtillos modales (modal ammers) o calibradores de fuerzas (force
gauges), también contienen cristales piezoeléctricos y generan señales
el ctricas que son proporc onales a la fuerza aplicada. Los cristales
pi zoeléctricos generan una señal de a plia impedancia que de e ser
m dificada por la conversió de la carga o voltaje a b ja impedancia.
Figur 2.6. Martil l y Calibrad r
de fuer za.
Acceso ios de disparo.
Cuando es ventajoso asociar directa ente los datos de vibració con
el giro del eje o con a vibración de otras partes de la máquina, se
utilizan los accesori s de disparo; este acces rio detecta o es
sincroni ado a la frecuencia de una
arca o una protuberancia d l eje
rotativo ue envía una señal a un an lizador u osci oscopio que inicia
la adquisición de lo datos y todos los datos empezarán
ser
adquirid s en la mis a posición angular del ej cada vez q e el
disparador envíe una señal al analiza or. La frecue cia de la señ l del
accesori de disparo stá asociado con la veloci ad del eje o de
algunos de sus múlti los, al estar asociados se puede medir el
ángulo de fase entre la señal de referencia y la señ l de la vibrac ón
Fig ra 2.7. Acce orio Integrador
análo o y suminist ador de potencia.
Cortesía de PCB piezotronix I c.
(ver figura 1.11).
2.11
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Sensores Ópticos. Los sensores ópticos (ver figura 2.8) son a menudo utilizados para obtener una señal de
referencia por revolución del eje, el cual es requerido para medir
el ángulo de fase entre la marca de referencia que gira a las RPM
del eje y una señal filtrada de vibración a la frecuencia de giro
del eje. El rayo de luz que sale del sensor óptico se refleja en la
cinta reflectante pegada al eje una vez por cada revolución, el
sensor envía un pulso de voltaje al analizador (ver figura 1.11) y
este compara la señal de la cinta reflectante con otros eventos;
por ejemplo, otras cintas reflectantes en el eje, picos de vibración
Figur a 2.8. Sensor Ópt ico.
filtrada a la misma frecuencia o su propia señal para determinar
Cortesía de Monarch Instrument
las RPM del eje.
Los sensores ópticos también pueden ser utilizados para determinar la diferencia de tiempos entre
dos cintas reflectantes separadas y ubicadas en la misma posición angular de un eje, esta medida es la
vibración torsional del eje. El sistema óptico incluye el sensor, cinta reflectante en el eje y el
amplificador con el suministrador de potencia.
Sensores Magnéticos. Son sensores autoexcitados (ver figura 2.9), pueden ser utilizados como un accesorio de un
disparador porque emite un pulso de voltaje cuando el sensor se acerca a
una discontinuidad por ejemplo, la protuberancia de una chaveta en el eje;
el sensor generalmente se ubica a una distancia de 20 mils de la
discontinuidad más elevada del eje. Los sensores magnéticos son utilizados
para medir las vibraciones torsionales, porque producen una serie de pulsos
de voltaje proporcionales a las RPM del eje. Si las vibraciones torsionales
están presentes, el tiempo entre pulsos varía produciéndose una frecuencia
modulada.
Una desventaja del sensor magnético es el acondicionamiento de la
señal que algunas veces es complicado porque la magnitud del voltaje
depende de la velocidad del eje; los sensores de proximidad
proporcionan la misma función de disparo sin ésta desventaja.
Figura 2.9. Sensores
Magnéticos.
2.12
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Luz Estroboscópica. La luz estroboscópica es utilizada para medir la velocidad de giro del eje o el ángulo de
fase en conjunción con un sensor de vibración (ver figura 1.12). Para medir las RPM del eje, la frecuencia de
encendido de la luz se varía lentamente hasta llegar a sincronizar con las RPM y el eje se observará como si
disminuyera su velocidad hasta quedar estacionario. Para medir el ángulo de fase, el encendido de la luz
estroboscópica ocurre cuando la señal vibratoria cambia de menos a más, esto significa que el punto más
elevado estará siempre adelantado 90° con respecto al encendido de la luz.
Selección de los transductores
Las consideraciones más importantes en la selección de los transductores son; frecuencias de respuesta,
proporción de señal y ruido, sensibilidad del
transductor y magnitud de la señal que va ha ser
medida. El rango de frecuencias del transductor
debe ser compatible con las frecuencias generadas
por los componentes mecánicos de la máquina, de
lo contrario se debe seleccionar otro transductor y la
señal convertida a sus propias unidades de
medición; por ejemplo, si la medición de velocidad
es decidida para frecuencias superiores a 2,000 Hz,
se debe seleccionar como transductor a un
acelerómetro y para obtener
velocidad se debe integrar la señal; si se desea la
forma de onda de la velocidad, entonces la señal
debe ser adquirida de un transductor de velocidad o
Figura 2.10. Rangos de frecuencia de acuerdo con el
método de montaje
de una señal integrada a partir de un transductor de
aceleración.
Los colectores de datos son suministrados
usualmente con un acelerómetro debido a su rango de frecuencias de respuesta y por ser pequeños. El rango de
respuesta es determinante para que el usuario no trate de medir las vibraciones en un rango de frecuencias para el
cual el colector no responde apropiadamente; por ejemplo, un colector típico que responde hasta una frecuencia de
8kHz y una caja de engranajes tiene una frecuencia de engrane de 10 kHz entonces la señal estará fuera del rango
de medición del colector. La aceleración es medida por muchos colectores que proporcionan lecturas en
aceleración o velocidad, los parámetros seleccionados dependen del criterio escogido.
El cable que transmite la señal al colector de datos puede causar errores de lectura; Los cables estándar
especialmente fabricados son más convenientes que los cables coaxiales estándar por ser más flexibles y
resistentes a la rotura por concentración de esfuerzos localizados al curvarse en las tomas vibracionales o al ser
empacados para el transporte.
2.13
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Adicionalmente, las terminales deben ser manipuladas cuidadosamente; muchos fabricantes de
acelerómetros suministran los conectores roscados Amphenol 97 seriesTM que pueden aflojarse en el
campo causando el giro y su posterior rotura. Se puede aminorar este tipo de fallas aplicando
Loctite
TM
a todas las conexiones roscadas cuando son nuevas. Un cable de repuesto es siempre
necesario, estos cables son conectores de computadoras y deben ser manipulados con cuidado.
Montaje de Transductores
El método utilizado para montar el transductor de vibración, afecta la curva de respuesta del sensor,
porque la frecuencia natural del acelerómetro disminuye dependiendo del método de montaje empleado (ver
figura 2.10). El método de montaje seleccionado debería proporcionar una respuesta plana en el rango de
frecuencias que se desea analizar (ver tabla 2.4). Los datos por montaje de los transductores están disponibles
en [3], ver tabla 2.4 el montaje con espárrago sobre una superficie plana de buen acabado y limpia proporciona
la frecuencia más elevada de respuesta, la respuesta disminuye progresivamente para; cera de abejas,
pegamento epóxico y base magnética. La confiabilidad más baja de las lecturas se obtiene con la sonda manual
de 9 pulgadas, cada acelerómetro con el método de montaje elegido tiene una única frecuencia natural y un
rango de frecuencias de trabajo.
Tabla 2. 4 Rango de frecuencias apro ximadas para un acelerómetro de 100 mv/g de
sensibilidad
Método de Montaje
Límite de Frecuencias CPM
Sonda de 9 pulgadas
30,000
Magnético
120,000
Pegamento epóxico
Cera de abejas
150,000 a 240,000
300,000
Espárrago
360,000 a 600,000
2.14
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Localización de los Transductores
La clave para lograr precisión de las lecturas de vibración es localizar los transductores en puntos estratégicos
donde responda a la condición de la máquina o tan cerca de los cojinetes como sea posible, en la figura 2.11 se
observa los puntos óptimos de montaje de los
transductores para la adquisición de datos. Las
posiciones horizontal y vertical a la línea central del
cojinete son utilizadas para detectar las vibraciones
causadas por fuerzas radiales tal como el
desbalance. En la figura el peso del rotor causa una
zona de carga en la parte inferior, la posición axial
es utilizada para detectar las vibraciones causadas
por fuerzas axiales. Los sensores deben ser
instalados lo mas cerca de los cojinetes, si la
superficie exterior de los alojamientos de cojinetes
Figura 2.11. Puntos Óptimos de Medición
es de difícil acceso , se deberá identificar el lugar
más significativo para el
registro
óptimo
de
información, desde el eje
hasta el punto de registro,
evitando la transmisión a
través de planchas delgadas,
guardas y empaquetaduras.
Si
los
radiales
rodamientos
son
las
de
lecturas
vibración deben ser radiales
y si es de contacto angular
la lectura debe ser axial,
siempre se debe considerar
el
lado
de
carga
del
rodamiento. En la figura
Figura 2.12. Posici ones de m edición en la zona de carga.
2.12 se muestra las posiciones
del transductor recomendadas para una máquina típica. El detalle del diseño interno es necesario para
determinar el tipo de cojinete y el camino óptimo de transmisión de la señal vibratoria. Cuando los cojinetes
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Vibraciones Básicas de Máquinas
son inaccesibles, los transductores pueden ser montados y luego cableados a una caja de conexiones que
permitan los registros de vibración fácilmente.
La tolerancia diametral interna existente en los cojinetes de baja velocidad y de altas cargas
-
típicamente los rodamientos de rodillos esféricos – permite el contacto solamente en el lado de carga del
ensamble de la pista interior, rodillos y pista exterior.
En general las lecturas radiales son tomadas en los cojinetes radiales o rodamientos de contacto angular
igual a 0°, estos cojinetes son utilizados en motores eléctricos, ventiladores medianos y ligeros y en unidades
de transmisión de potencia no sujetas a cargas axiales.
El cojinete de contacto angular o cualquier cojinete que absorba el empuje axial tiene un acoplamiento
radial - axial que requiere de la medición axial para un monitoreo preciso. Los engranajes de contacto
angular y helicoidal absorben el empuje y las vibraciones deberían medirse en el sentido axial; Las lecturas
radiales son requeridas para verificar la condición de la máquina a la velocidad de operación (1X) tales como
desbalance, desalineamiento, soltura, resonancia y eje combado.
Rango de Frecuencias
Los espectros pueden ser colectados como parte de la función de pantalla de muchos colectores de datos, el
rango de frecuencia debe reflejar apropiadamente la muestra con la apropiada selección del transductor. Los
engranajes pueden generar frecuencias de engrane con armónicas significativas que pueden ser cortados por
el límite de 2 kHz del transductor de velocidad, entonces la medición debe ejecutarse con un acelerómetro.
El corte también puede ocurrir cuando el rango de frecuencias del espectro es menor que la frecuencia
máxima que esta siendo transmitida. La tabla 2.2 contiene rangos de frecuencias recomendados por
espectros tomados en máquinas rotativas para monitoreo y análisis, los rangos se basan en las RPM y otras
frecuencias de la máquina. El corte en el rango de frecuencias está indicado por los valores de la energía
espectral que son significativamente más bajos que el nivel total.
Sin embargo, si el rango espectral es ancho, la resolución puede ser reducida a tal punto que no se
pueda discriminar las frecuencias; Si no hay la adecuada resolución en los rangos de frecuencias
disponibles, se requerirán varios rangos de frecuencias con la adecuada resolución para cubrir el rango
total deseado para analizar. Una óptima configuración permite la suficiente resolución para analizar la
frecuencia a la velocidad de operación y sus bandas vecinas, también el rango de frecuencias elevadas
para rodamientos y engranajes. Es recomendable dividir los datos en dos o tres rangos para incrementar
las líneas de resolución y obtener una mejor resolución del espectro, de esta manera será necesario
tomar los datos con el colector dos o tres veces en el mismo punto para poder cubrir todo el rango de
frecuencias deseado.
2.16
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Presentación de los Datos en la Pantalla
Los datos de vibración de una máquina que trabaja a una velocidad constante son generalmente
repetitivos; Pequeñas variaciones ocurren como una influencia de la carga, temperatura y del proceso.
Las condiciones ambientales y de carga deberían ser tomadas en cuenta cuando se recolectan los datos;
Típicamente los datos son presentados en un espectro de frecuencias, una forma de onda y una órbita.
Ejemplo 2.4: Un esmeril gira 6,000 RPM y está soportado por rodamientos de rodillos (19
elementos). Los rangos de frecuencias recomendado según la tabla 2.2 para este tipo de
máquinas son: 60,000 CPM (1000 Hz) para la vibración del eje y 19x0.6x6,000x10 = 684,000
CPM (11,400 Hz) para los elementos de los rodamientos. Es probable que el rango de
frecuencias del colector sea de 720,000 CPM (12,000 Hz)
Esta situación requiere lo siguiente: Para fallas a la velocidad de operación; un espectro de velocidad
con un rango de frecuencias de 60,000 CPM (1,000 Hz). Si se utiliza un espectro de 400 líneas con una
ventana Hanning, se obtendrá una resolución de: (60,000 CPM / 400 líneas) x 3 = 7.5 Hz (ver Capitulo
III). La resolución es adecuada para las fallas a la velocidad de operación.
Para las fallas de elementos de rodamientos de rodillos, la frecuencia de las bandas vecinas
más bajas es 0.4 RPM (ver Capítulo IV) = 2,400 CPM (40 Hz) Por lo tanto, se requiere una
resolución mínima de 40 Hz, entonces el número de líneas requeridas son:
N = (FMAX / RES) (3) = (12,000/40)(3) = 900 líneas
Por lo tanto, se requiere 1,600 líneas de resolución.
La Forma de Onda. La forma de onda es el gráfico de la amplitud de vibración versus tiempo, esto
refleja el comportamiento físico de la máquina en señal vibratoria, la forma de la onda es utilizada para
identificar eventos únicos de una
máquina y su repetición. El tiempo
de presentación de los datos en
forma de onda depende de la
información solicitada. Típicamente
es relativo al periodo de la velocidad
Figur a 2.13. Forma de Onda de un Compresor
de operación τ (seg) = 60/RPM. La
mejor resolución del ángulo de fase
para el balanceo básico se obtiene utilizando la presentación del periodo fundamental τ, en la figura
2.13 se muestra la forma de la onda de 12 τ (400 mseg / 33.3 mseg). En la figura 1.14 se muestra una
forma de onda de 39τ (60/936 = 0.0641 seg = τ); el rango es de 2.5 seg; Por lo tanto, 2.5/0.0641 = 39, el
cual permite el análisis de eventos en largos periodos de tiempo.
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Espectro. La configuración del espectro de la figura 1.14 esta determinado por el rango de
frecuencias de los datos para que toda la información sea obtenida. La resolución, el rango dinámico
y
la
exacta
amplitud
son
determinados por la configuración del
analizador FFT (ver Capitulo III). En
la figura se muestra el espectro con
un rango de frecuencias igual a
10xRPM para analizar las vibraciones
del eje. Estos datos fueron procesados
en un analizador de configuración fija
de 400 líneas, así que no se puede
variar la resolución excepto el tipo de
ventana. La ventana flat top fue
utilizada para lograr precisión en la
medición de la amplitud, pero la
resolución disminuye (183.2 CPM
para la ventana flat top vs 72 CPM
Figur a 2.14. Presentación de la Orbita
para
la
ventana
Hanning)
ver
Capitulo III. En tales situaciones, si
se requiere rangos de frecuencia con mayor resolución será necesario procesar dos o más espectros
con diferentes rangos de frecuencia. Con un colector de datos el analista tiene la opción de
incrementar las líneas de resolución en lugar de tomar más espectros.
Órbita. La órbita mostrada en la figura 2.14 es una presentación en la pantalla de dos dimensiones de
la vibración de un punto de la máquina, las órbitas son comúnmente colectadas por sensores de
proximidad, que muestran el movimiento físico del eje con respecto del cojinete. Las órbitas se
utilizan para mostrar el movimiento de los pedestales, tuberías o cualquier estructura cuando una
mejor visualización de la vibración de los objetos es deseada.
2.18
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Resumen de la Adquisición de Datos
•
El empleo de medidas de desplazamiento, velocidad o aceleración para evaluar la condición de
maquinaria depende de las características específicas de la máquina.
•
Los transductores de vibración deben seleccionarse de acuerdo a la respuesta en frecuencia,
•
magnitud de la señal, tamaño, tipo de máquina y tipo de cojinete.
La magnitud de la señal depende de la medida seleccionada y de la frecuencia de interés.
•
•
•
•
•
•
•
•
Las señales de aceleración a bajas frecuencias son pequeñas en magnitud, tal como es el
desplazamiento a altas frecuencias.
La integración de la señal de aceleración puede causar elevadas amplitudes y ruidos a baja
frecuencia.
La respuesta a la frecuencia es la capacidad de un transductor de reproducir la magnitud de
vibración dentro de un rango de frecuencias dado.
Los transductores de vibración deben colocarse cerca del cojinete y sujetarse apropiadamente para
adquirir datos a la frecuencia de interés.
Las vibraciones a la velocidad de operación (1X), tales como desbalance, desalineamiento, soltura,
etcétera son monitoreados en la dirección radial y analizados en las direcciones radiales y axial.
Los rodamientos de contacto angular, así como engranajes no rectos se miden en la dirección axial.
Hay que seleccionar los rangos de frecuencia y número de líneas adecuado para que toda la
actividad vibracional se capture con una resolución adecuada.
La correcta configuración del colector de datos
análisis.
proporciona una presentación que mejora el
Referencias
2.1. API 670, 1986, Vibration, Axial Positon, and bearing Temperature Monitoring System, 2nd ed.,
American Petroleum lnstitute, Washington, D.C.
2.2. API 678, 1981, Accelerometer-Based Vibration Monitoring System, API, Washington, D.C.
2.3. Crawford, A.R. and Crawford, S., The Simplified Handbook of Vibration, Analysis, Volume 1,
Computational Systems, Inc. (1992).
2.19
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Vibraciones Básicas de Máquinas
CAPITULO III
PROCESAMIENTO DE DATOS
Cuando el problema es difícil, la diferencia entre éxito y fracaso será la calidad de los datos
procesados.
Este capítulo trata sobre el ajuste y las limitaciones de la instrumentación que se usa para medir
vibraciones en forma rutinaria. Incluimos osciloscopios, analizadores FFT (analizadores de
transformada rápida de Fourier), y colectores electrónicos de datos. Los osciloscopios analógicos y
digitales, muestran la forma de onda en el tiempo y son utilizados para desplegar y analizar su forma
y frecuencias. Los osciloscopios pueden ser usados para evaluar fase y órbitas. Los analizadores FFT
y los colectores electrónicos de datos son usados en análisis espectral y para evaluar la forma de onda
en el tiempo.
Osciloscopios.
El osciloscopio (Figura 3.1) mide y despliega
voltajes que varían en el tiempo. Un transductor
convierte la vibración mecánica en una señal
eléctrica proporcional (ver figura 2.1) calibrada en
unidades de ingeniería (EU) tales como mV/mil,
mV/ips, mV/g. Los osciloscopios son utilizados para
desplegar la forma de onda en el tiempo, órbitas y
marcas que se relacionan a eventos tales como la
rotación de un eje (Figura 3.2)
Disparo (Triggering) El disparo o gatilleo es una función
importante tanto del osciloscopio como del analizador FFT.
Un disparador inicia la adquisición de datos en un tiempo o
amplitud específicos y controla la adquisición de datos por
Figura 3.1. Osciloscopio Analógico.
una señal específica (vibración o disparo) El osciloscopio
puede ajustarse en modo de disparo automático para un
muestreo continuo de datos. El disparo puede hacerse sobre una señal seleccionada con base a la pendiente y/o
magnitud de voltaje. El osciloscopio puede ser ajustado para realizar un barrido simple que es disparado a un
voltaje específico. Para medición continua, se utiliza un sensor óptico o uno de proximidad como disparador
continuo a la frecuencia de giro del eje.
3.1
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Entrada externa de intensidad. Una marca controlada de blanqueo o de intensidad acentuada puede
desplegarse en el trazo de la forma de onda en la pantalla del osciloscopio aplicando una señal de ±5V en el
conector del eje z. La entrada puede tener acoplamiento de CA (esto es, no pasa CD), si no es así, debe
usarse un capacitor con sensores de
proximidad que tienen más de 5V
CD. El blanqueo o borrado del
trazo a través del eje z, se usa para
medir la fase y para referir una
marca en el eje a la señal de
vibración durante el balanceo. El
blanqueado de la señal se obtiene de
un sensor de proximidad empleado
como un disparador o de un sensor
óptico.
Amplificador
Vertical.
Los
amplificadores verticales reciben la
Figura 3.2. Análisis en osciloscopio.
variación del voltaje en el tiempo de
un transductor. Los controles están
calibrados en mV/división (div) La amplitud de la señal en número de divisiones se obtiene de la pantalla. El
voltaje es calculado multiplicando el número de divisiones por el ajuste de la ganancia del amplificador en
mV/div para obtener mV. La amplitud de vibración se calcula al dividir los mV por sensibilidad del
transductor en mV/EU. Las EU pueden ser mils, ips, g´s o grados. La pantalla tiene ocho divisiones verticales
(Figura 3.2). El ejemplo 3.1 ilustra el uso de un osciloscopio para medir la amplitud y la frecuencia.
Ejemplo 3.1: Encuentre la amplitud y el periodo de la forma de onda de
la figura 3.2.
Base de tiempo (amplificador
horizontal) La función primaria
del
Escala en el tiempo: 10 ms/div
Escala de amplitud: 200mV/div = .2V/div
Calibración del transductor: 1000 mV/ips
amplificador
horizontal
es
como base de tiempo. El número
de divisiones por periodo de la
Procedimiento de los cálculos:
Período T = (4 div) (10 ms/div) = 40 ms = 0.04 s
Frecuencia = 1/T = 1/0.04 s = 25 Hz = 1,500 CPM
Amplitud = (1 div) (200 mV/div) = 200 mV 0-Pico
Amplitud = Amplitud/Sensibilidad = (200mV) / (1000mV/ips) =
0.2 ips 0-Pico
señal es obtenido de la pantalla
(figura 3.2) y multiplicado por la
razón de barrido de la base de
tiempo
(s/div).
Cuando
el
amplificador horizontal se conecta
a una fuente de voltaje su comportamiento es similar al de un amplificador vertical, pero la señal es un
voltaje en dirección horizontal que produce un despliegue x-y (órbita o diagrama de Lissajous) La pantalla
tiene diez divisiones en la dirección horizontal.
3.2
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Analizador FFT
El analizador FFT (ver figura 3.3) es un
instrumento digital computarizado. Un
bloque de datos digitalizados en un
convertidor
procesado
analógico - digital es
mediante
un
algoritmo
transformada rápida de Fourier (FFT)
para generar un espectro. La forma de
onda en el tiempo es reconstruida a
partir del bloque de datos digitalizados.
Un analizador FFT de dos canales
permite obtener las propiedades de fase y
Figura 3.3. Analizador FFT Hewlett-Packard.
Cortesía de Hewlett Packard
fase
entre dos señales obtenidas. El
analizador FFT tiene alta resolución de
amplitud pero su precisión puede menoscabarse dependiendo del ajuste. Es básicamente un analizador
para tomar datos de estado estable más que para datos transitorios.
El analizador adquiere un bloque de datos a una velocidad de muestreo elevada (mayor que
200,000 muestras por segundo) dependiendo del rango más alto de frecuencias del analizador. El
analizador requiere que una señal complete un ciclo antes de que los datos sean procesados por la
FFT. Esto significa que a bajas frecuencias (por debajo de 10 Hz), se requieres largos períodos
de muestreo antes de comenzar con el procesamiento de la FFT.
La habilidad del analizador para seguir eventos cuando la velocidad cambia rápidamente es
entonces comprometida. A frecuencias comunes de máquinas, el tiempo para el procesamiento de
la FFT es una fracción del tiempo de adquisición de datos y del tiempo de autorango. La función
zoom en un analizador FFT incrementa la resolución: 400 u 800 líneas se emplean pero el ancho de
banda de la frecuencia (comienzo o centro) se reduce para logr ar su resolución. La resolución se
refiere a la capacidad del instrumento para permitir que el analista observe componentes de
frecuencias muy en el espectro.
Comúnmente los analizadores FFT tienen más ventanas disponibles que los colectores electrónicos
de datos. Las ventanas son usadas para el proceso de la FFT. El rango dinámico de los analizadores
FFT es actualmente cercano a 72 dB. Por lo tanto, una señal de 1 mV puede detectarse en presencia de
una señal de 2V. Muchos de las capacidades de los analizadores FFT incluyen órbitas, gráficas de
Bodé, gráficas polares, diagramas de cascada (waterfall), y gráficas reales e imaginarias usadas para
análisis modal.
3.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura .4d. Colect r y Analiza or
d Datos Spectra VIB.
Cortesia de ibration Sp ciality Corp ration
Figu a 3.4c. Colectores DC-7 y 8603.
Cortesia de PREDICT/DLI
Figura 3.4 Colectores lectrónicos de Datos
3.4
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Colectores Electrónicos de Datos:
Los colectores electrónicos de datos (Figura 3.4) adquieren y almacenan parámetros seleccionados de
vibración tales como vibración global, vibración global en anchos de banda seleccionados, espectros,
formas de onda, órbitas, diagramas en cascada, medidas de alta frecuencia y espectros de detección de
envolvente. La vibración global generalmente se almacena como velocidad de vibración en pico o rms,
y está relacionada a puntos en rutas preestablecidas que pueden incluir numerosas máquinas. Los datos
se vacían a una computadora capaz de efectuar tendencias contra datos colectados previamente en
forma tal que cualquier cambio en la condición de las máquinas pueda ser detectado.
Los colectores electrónicos
de datos
desarrollaron. Algoritmos de FFT
se han vendido como analizadores desde que se
se incorporaron en los colectores y después de varias
generaciones, muchos son ahora analizadores FFT de prestigio, con una buena resolución y rango
dinámico. Algunos colectores tienen capacidad de 6,400 líneas. Por supuesto, que el tiempo de
adquisición de datos se incrementa por un factor de 16 veces con respecto a un espectro de 400
líneas. El número de líneas típicamente disponibles son: 100, 200, 400, 800, 1600, 3200 y 6400. El
aumento en el número de líneas provee un zoom válido, sin embargo, se requiere expandir la
información en la pantalla de la computadora para observar picos muy próximos.
Muestreo de Datos
La señal de entrada proveniente de
un transductor se digitaliza antes de
realizar el procesamiento de la FFT
(Figura 3.5), el número de datos
almacenados
en
el
buffer
del
analizador depende del número de
líneas seleccionadas. La computadora
registra
estos
valores
como
componentes igualmente espaciados
Figura 3.5. Muestreo de la FFT.
de amplitud (Y) y tiempo (X).
3.5
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En la figura 3.6 muestra los datos
igualmente espaciados transformados en
un espectro de N líneas o celdas (bins)
Estas
celdas
o
líneas
igualmente
espaciadas comienzan a la frecuencia
mínima que puede desplegarse que es
igual al inverso del periodo de muestreo.
1/T s.
No
puede
detectarse
ninguna
frecuencia menor que 1/T s porque la
Figura 3.6. Espectro que inicia con frecuencia
mínima.
información en el buffer del analizador
estaría incompleta. El espectro puede
tener N celdas o líneas. Usualmente, desde 100 a 6400, dependiendo del número de muestras o
número de datos colectados por el analizador o colector de datos donde T s es el tiempo que demora
una muestra y FMAX = N x f bin = N / T s , ninguna frecuencia inferior a f bin = 1/ Ts , puede
determinarse porque la información que hay en la memoria del analizador es incompleta. El
espectro puede tener N bins (líneas) usualmente de 100 hasta 6400 y dependen del numero de
muestras recolectadas por el analizador o colector de datos.
Figura 3.7. Despliegue del analizador FFT.
3.6
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El número de datos es igual a 1024 si 400 líneas se emplean. Se emplea filtrado digital para ajustar el número
de muestras adquiridas durante el tiempo de adquisición. El número de muestras se relaciona entonces con el
número de líneas seleccionado por un factor 2.56. La velocidad de muestreo de datos se ajusta por el
analizador para obtener el número de muestras requerida durante el tiempo de adquisición seleccionado
(N/FMAX) La fórmula para la máxima frecuencia y el tiempo de adquisición es: F MAX = N/(tiempo de
adquisición de datos) El valor de F MAX se selecciona en el analizador y el despliegue de tiempo
automáticamente muestra el rango apropiado (Figura 3.7) En esa figura, la F MAX es 800 Hz, el número de
líneas es 400, por lo tanto, el tiempo de adquisición debe ser igual a: T s = N/FMAX = 400/800 = 0.5 s. Esta
relación establece el tiempo requerido para adquirir los datos sin importar la velocidad de la computadora.
Frecuencias Fantasmas (Aliasing)
La frecuencia insuficiente de muestreo de una
señal origina pérdida de datos y causa la
aparición de frecuencias fantasma debidas al
fenómeno de “aliasing”. Este fenómeno ocurre en
el espectro si la frecuencia de muestreo es
inferior que las frecuencias presentes en los
datos. En la figura 3.8 se observan datos
muestreados a la misma frecuencia que la de la
vibración. Los datos resultantes
digitalizados
serán una línea recta. Frecuencias fantasmas o de
alias se obtienen en el espectro cuando la
frecuencia de muestreo es inferior a la máxima
frecuencia presente en los datos. Por lo tanto,
tenga cuidado de los algoritmos de FFT que no
tengan filtros anti alias. El criterio de Nyquist
Figura 3.8. Frecuencia Alias (Fantasma).
establece que la velocidad de muestreo del
analizador debe ser mayor a dos veces la más alta frecuencia presente en la señal. En la Figura 3.9 se
observa una frecuencia de muestreo de dos y tres veces la máxima frecuencia. Un filtro anti-alias es
un filtro pasa bajos que elimina las frecuencias de la señal que son suficientemente altas como para
causar “aliasing” (Figura 3.10)
3.7
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Figura 3.10. Filtros Anti-Alias
Figura 3.9. Relación de Muestreo.
Ventanas Espectrales
El algoritmo de la FFT que cambia los datos de la
forma de onda digitalizada y almacenada en el
buffer a un espectro supone que los datos iniciales
y finales son similares [3.1] Por esta razón, el
algoritmo de la FFT requiere que los datos
comiencen y terminen con amplitud cero (Figura
3.11) Notemos que la señal reconstruida es igual a
la misma previa al muestreo. En la figura 3.12 el
muestreo no ocurrió en amplitud cero y la señal
reconstruida que se obtiene no es igual a los datos
originales. Esta forma de onda causará errores en
el espectro a los que se les conoce como fugas
(leakage), esto es, energía la energía se transmite a
frecuencias
mayores.
El
espectro
resultante
mostrado en la figura 3.13, implica impactos o
Figura 3.11. Señal de entrada periódica en el
tiempo de registro.
flojedad que causan pérdidas de
resolución.
Notemos que la base del pico de 84 Hz es muy
ancha. Estos datos se procesaron sin usar una ventana.
Debido a que la adquisición de datos no puede controlarse para obtener un muestreo periódico, se
emplean ventanas para forzar los puntos extremos de los datos a cero (Figura 3.14). Una función
ventana se multiplica por cada muestra de la señal para obtener un registro que sea cero en ambos
extremos. Las ventanas no requieren y no deben usarse cuando se capturan datos transitorios, que
comienzan
y
terminan
en
cero.
Una
ventana
Hanning
3.8
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destruye parte de la información de una señal transitoria debido a que pueden existir datos valiosos al
comienzo del bloque muestreado pueden ser eliminados (Figura 3.15) Una función de ventana uniforme
(ventana rectangular o “no ventana”) debe emplearse para el análisis de datos transitorios. La ventana
Hanning, tiene un filtro angosto dentro de la celda o línea que permite un ancho de banda con buena
resolución (Figura 3.16). Sin embargo, debido a que el filtro es angosto, la incertidumbre en amplitud
(en algunas ocasiones llamado inexactitud de ancho de banda) es tan alto como 1.5 dB (18.8%) si la
frecuencia cae al borde de una celda (Figura 3.17).
Tabla 3.1. Selección de la ventana en FFT.
Ventana
Propósito
Incertidumbre de
amplitud
Factor de Ventana
Uniforme
Pruebas de impacto
56.5%
1
Análisis de Falla y
Hanning
Monitoreo de
vibraciones
18.8%
1.5
Flat Top
Evaluación de
Condición
1%
3.8
Resolución = 2x Ancho de banda = 2 x Rango de Frecuencias x (Factor de Ventana) / Número de líneas
La ventana Flat Top pierde algo de resolución pero tiene solamente una incertidumbre en amplitud de 0.1
dB (1%) Por lo tanto, la ventana Flat Top se recomienda para líneas espectrales discretas y exactitud en la
medición de la amplitud. La ventana Hanningse
recomienda
para datos de estado estable con
múltiples frecuencias. La resolución real para
cada ventana puede
calcularse empleando el
factor de ventana provisto en la Tabla 3.1. La
resolución confiable del analizador es dos veces
el ancho de banda multiplicado por el factor de
ventana y dividido entre el número de líneas
seleccionado.
La ventana Uniforme o Rectangular, se
emplea para analizar la respuesta en pruebas
de impacto, a menos que los datos no
disminuyan a cero en el bloque de datos. Por
Figura 3.12. Señal de entrada no periódica en el
tiem o de re istro.
esta razón, golpes repetidos durante el tiempo
de adquisición no se recomiendan.
3.9
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Figura 3.13. Ejemplo de fuga (leakage)
Figura 3.14. Efecto de ventana en la forma
de la onda.
Figura 3.15. Resultados de ventana en
pérdida de información en eventos
transitorios
Figura 3.16. Resolución de Ventana.
Figura 3.17. Paso de Banda Hanning.
3.10
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Rango Dinámico
El Rango Dinámico se refiere a la
capacidad de un analizador
para
mostrar componentes de muy baja
amplitud
en
presencia
de
componentes de muy alta amplitud
en el espectro (Figura 3.18). El
problema se manifiesta en el análisis
de vibraciones, cuando señales de
aceleración o desplazamiento se
Figura 3.18. Señales de pequeña amplitud en presencia de
componentes de muy alta amplitud; el segundo orden es
1/1000 el primer orden
despliegan usando
un ancho de
banda grande y las componentes de
frecuencia se muestran a baja y alta frecuencia. Un rango dinámico amplio se alcanza al emplear escalas
logarítmica, las cuales son escalas comprimidas. La figura 3.18 muestra escalas logarítmicas y lineales.
Un pico a 2X que representa solamente de 0.1%
(1/1000) del valor del pico a 1X no es visible
en la escala lineal, pero aparece a 60 dB menos
que el pico de primer orden en una escala
logarítmica.
Amplitud = 20 log (V/Vref) = 20 log (1/1000) =
-60 dB.
Esta
situación
puede
ocurrir
durante
la
manifestación temprana de fallas en rodamientos
antifricción y las amplitudes a las frecuencias de
falla se encuentran inmersas en un espectro que
contenga vibración significativa producida por
engranes.
Por ejemplo la frecuencia de engrane es de 0.7
ips y uno de los defectos de los rodamientos es
0.01 ips, entonces el rango dinámico requerido
debe ser:
Figura 3.19. Espectros de aceleración lineal y
logarítmica
dB = 20 log(0.7/0.01) = 36.9 dB
3.11
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Este rango dinámico está disponible en todos los colectores de datos modernos. Sin embargo, el rango
dinámico debe ajustarse adecuadamente o debe emplearse autorango.
Un rango dinámico bueno es importante, si aceleraciones de baja frecuencia o desplazamientos de
alta frecuencia se miden en la presencia de componentes de baja frecuencia. En la figura 3.19, en donde
se observa la frecuencia de engranaje se observa en un espectro de aceleración, así como una componente
de mucho menor frecuencia a la velocidad de operación, se requieren 27 dB para obtener un rango
dinámico adecuado. El rango del analizador debe ajustarse para que la señal emplee por lo menos, la
mitad del rango disponible para evitar pérdida en la resolución de amplitud.
Promediado
El analizador FFT puede emplearse en varios modos de promediado además del despliegue
instantáneo del espectro FFT después de adquirir los datos. Estos modos de promediado incluyen rms,
pico sostenido, síncrono en el tiempo y traslape. El promedio de amplitud rms, se obtiene al promediar los
datos en las celdas o líneas, ya sea ponderados por una secuencia de adquisición o no, a medida de que
los bloques de datos se procesan. El ruido contenido en la señal, se suaviza pero no se elimina y las
señales discretas se refuerzan en el espectro. La función de pico sostenido mantiene el valor de pico o rms
mayor de cada celda o línea a medida que cada bloque de datos se procesa, por lo tanto, realmente no se
hace ningún promediado. La función de pico sostenido se emplea durante pruebas transitorias. La mayor
desventaja al emplear analizadores de FFT durante pruebas transitorias es el tiempo requerido para
adquirir los datos. Un bloque de datos debe procesarse antes de desplegarse. Por lo tanto, durante una
prueba de descenso de velocidad, la máquina puede experimentar grandes cambios en rpm durante la
adquisición de datos. Cada espectro de FFT en modo de pico sostenido, genera un punto en la curva.
Varios puntos se requieren para describir un área alrededor de una velocidad crítica.
En el procesamiento por traslape, solamente se adquiere una fracción de datos nuevos en el buffer.
Datos de la muestra previa se emplean para complementar un bloque para su procesamiento. El número
de líneas o celdas, el rango de frecuencia y el procesamiento de traslape deben considerarse cuando el
analizador se ajusta para una prueba transitoria, debido a que estos factores gobiernan el tiempo de
adquisición.
El promediado síncrono en el tiempo se efectúa en la forma de onda. Un disparador o gatillo, se
suministra al analizador a la frecuencia del eje de un sensor de proximidad o de un sensor óptico. El
analizador promedia bloques de datos sucesivos cuya adquisición es disparada por la rotación del eje.
Este procedimiento tiende a eliminar las señales no síncronas al disparo e incrementan la relación señal-ruido de los datos. Las figura 3.20 y 3.21 muestran promedios rms y promedios síncronos en el tiempo,
provenientes de un rodillo con perforaciones ciegas. El espectro obtenido del promediado síncrono en el
tiempo muestra la vibración directamente relacionada con el rodillo de perforaciones ciegas.
3.12
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Figura 3.20. Promediado rms en el tiempo de un rodillo con perforaciones ciegas
Figura 3.21. Promediado síncrono en el tiempo de un rodillo con perforaciones ciegas
3.13
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Algunos analizadores FFT generan un diagrama en cascada. Este diagrama contiene un número de
espectros capturados a varias velocidades o tiempos, y en algunos casos espacio (esto es, el analizador
apila los espectros en un diagrama de cascada por la posición de la medida)
Ajuste del analizador FFT y colector de datos
El objetivo del ajuste de un analizador de
la
FFT es producir datos sobre los
cuales decisiones sobre costo/ beneficio
puedan realizarse con respecto a
fallas
y condición. El conocimiento de las
máquinas es esencial: frecuencias de
falla, frecuencias naturales y amplitudes
de falla críticas. Es bien conocido que
todos estos datos no estarán disponibles,
cuando una máquina se monitorea por
primera vez, sin embargo, conforme pasa
el tiempo, y el analista trabaja con la
Figura 3.22. Diagrama de Cascada
máquina, la experiencia ganada proveerá
de información acerca de los niveles de
vibración a los cuales se manifiesten los defectos que conduzcan a una falla. La información de frecuencia
relacionada con fallas a la velocidad de operación, frecuencias de fallas de rodamientos, frecuencias de álabes
y paletas y frecuencias de engranaje deben estar disponibles al iniciar un monitoreo o análisis. Es por lo tanto
posible realizar un ajuste al analizador o colector, razonablemente adecuado a partir de los datos de diseño de
la máquina. Los dos principales aspectos que deben considerarse son: la resolución (frecuencias) y el rango
dinámico (amplitudes)
Resolución. La resolución presente en un espectro depende del número de líneas empleado en el cálculo de la
FFT (relacionado con la cantidad de datos), el ancho de banda de análisis y la ventana seleccionada. El tiempo
de adquisición para un bloque de datos depende del número de líneas y del ancho de banda. La frecuencia
mínima que puede presentarse en el recíproco del tiempo de adquisición, en otras palabras, una muestra
completa de datos (un periodo) a la frecuencia de interés, debe estar presente en el bloque de datos antes que
la frecuencia pueda ser observada en el espectro. Por ejemplo, datos que serán analizados a una frecuencia de
una velocidad de operación de 1800 RPM (30 Hz), entonces (1/30 = 0.033 s/ciclo) Un mínimo de 33
milisegundos de datos se deben adquirir, de lo contrario la vibración a 30 Hz no habrá completado un ciclo
durante el proceso de adquisición de datos.
3.14
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Ejemplo 3.2: Calcular las líneas de resolución y el tiempo de adquisición de datos.
Los datos han sido adquiridos de un motor eléctrico de dos polos con la presunción de un problema
de entrehierro (la vibración ocurre a 120 Hz o 7,200 CPM) El motor opera a 3580 RPM. La
componente a 2 veces la operación es 7160 CPM. La diferencia entre el pico a 2 veces la frecuencia
de la línea y 2 veces la velocidad de giro, es 40 CPM. Si elegimos un ancho de banda de 500 Hz
(30,000 CPM) ¿ Qué número de líneas de resolución se requieren si se emplea una ventana Hanning?
Resolución
=
Número de líneas
=
2 x Rango de Frecuencias x (Factor de Ventana)
Número de Lineas
2 x Rango deFrecuencias x (Factor de Ventana )
Resolución
2 x 30,000 x 1.5
= 2,250
40
Número de líneas seleccionado será el inmediato superior o sea; 3,200 líneas.
Número de líneas
=
¿Cuál es el tiempo de adquisición de los datos?
T máximo =
T máximo =
Número de lineas
Ancho de banda
(3,200 )
500
= 6.4 segundos
Ninguna frecuencia puede ser determinada entre líneas o celdas, este factor es importante al
relacionar el ancho de bandas y el número de líneas a la frecuencia mínima que puede detectarse. Si se
seleccionan 400 líneas el espectro se divide en 400 puntos discretos con todas las frecuencias cayendo
entre las líneas cargadas a su línea adyacente. El analizador despliega la frecuencia en el centro de la
celda. Si en el ejemplo anterior un ancho de banda de 1,000 Hz se hubiese seleccionado, la frecuencia
mínima detectable hubiese sido 1,000 Hz/ 400 líneas o 2.5 Hz; por lo tanto 400 milisegundos (1/2.5 =
0.40 segundos) de datos hubiesen sido adquiridos y 2.5 Hz se podría haber detectado.
El ruido y errores se introducen cuando se emplean ventanas para el procesamiento de la FFT. Por
esta razón un factor de ventana (factor de ruido) se emplea para el cálculo de la resolución garantizada. La
resolución teórica de el ancho de banda dividida entre el número de líneas, ahora debe prorratearse al
multiplicar por 2 veces el factor de ventana (Ejemplo 3.2)
Cuando un colector de datos se emplea para llevar a cabo un diagnóstico de falla o para la evaluar la
condición de una máquina, una forma de onda debe almacenarse junto con cada espectro; si los datos
están almacenados en una cinta magnética, éstos deben ser suficientes para llevar a cabo un análisis de
espectro a los anchos de banda y resolución deseados.
3.15
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La resolución confiable 2 x Ancho de banda es:
Resolución =
( 2 x ancho de banda) x factor de ventana
número de líneas
El tiempo de adquisición de datos sigue siendo el número de líneas entre el ancho de banda. Los ejemplos
3.2, 3.3. y 3.4 están relacionados con el ajuste del colector de datos.
Ejemplo 3.3: Líneas de Resolución
Se adquieren datos de un ventilador que gira a 956 RPM. El ventilador está montado cerca de un
segunda ventilador que opera a 970 RPM. ¿Cuántas líneas de resolución se requieren para separar
las frecuencias de giro de los ventiladores empleando una ventana Hanning y ancho de banda
mínimo de 10 veces la velocidad de operación (9700 CPM)?
Dado que 12,000 CPM es un ancho de banda disponible en el colector de datos, se selecciona éste.
Resolución requerida = 970 CPM - 956 CPM = 14 CPM
Entonces 14 CPM =2 x (12000CPM) x 1.5/ Número de líneas
Número de líneas = 2 x (12000CPM) x 1.5/ 14 CPM = 2571 líneas
Por lo tanto, 3200 líneas, la selección superior inmediata en el colector de datos, ofrecerán una
resolución adecuada.
Ejemplo 3.4: Tiempo de adquisición de datos
¿Cuál es el tiempo de adquisición para el ajuste del análisis FFT del ejemplo 3.3, si 10 promedios
con un traslape del 25% se emplea?
Tiempo de adquisición de datos 1er bloque = 3200 líneas / 12000 / 60 = 16 s
Tiempo de adquisición de datos bloques siguientes = 16 s ( 1 – traslape)
Tiempo de adquisición total = 16 s + 0.75x16x9 = 124 s
Rango dinámico. El rango dinámico determina si las amplitudes a diferentes frecuencias pueden
detectarse. La mayoría de los colectores de datos (12 bits) tienen un rango dinámico de 72 dB , sin
11
embargo, un bit se usa para el signo + o - , por lo tanto 2
= 2,048. Esto quiere decir que señales
alternas con una diferencia de amplitudes de 2000 a 1, pueden detectarse (señales de CD 4000 a 1)
Los colectores de datos antiguos de 8 bits, tienen un rango dinámico de 42 dB (128 a 1) Si el rango de
entrada para un analizador FFT se ajusta muy alto con relación a la diferencia en amplitudes de dos
señales, el rango dinámico no será suficiente para permitir que se observe la amplitud de la señal
menor.
El rango dinámico ideal se obtiene cuando el rango se fija tan cerca como la amplitud máxima de la
señal. La función de auto rango se emplea comúnmente. Por ejemplo, si una señal estable de velocidad
3.16
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se está midiendo a 0.45 ips con un colector de 12 bits, el rango debería ser fijado a 1 ips y no a 5 ips.
La razón es que a 1 ips casi todo el rango dinámico puede obtenerse. Señales tan bajas como 0.0005 ips
(1/2000) pueden detectarse. Al fijar el colector a 5 ips solamente señales tan bajas como 0.0025 ips
(5/2000) podrían ser detectadas.
El auto rango y auto escala se han incorporado en los colectores de datos para asegurar que el
mejor rango dinámico y las escalas verticales se seleccionen para adquirir datos sin sobrecargar el
colector. La sobrecarga del colector causa señales truncadas que son inútiles para su procesamiento
porque se generan órdenes de frecuencia falsos y armónicos por la FFT. Un efecto negativo del
autorango es tiempo perdido. Si la señal tiene variaciones amplias de amplitud, se requiere un mínimo
de un bloque de datos para efectuar el autorango.
Resumen de Procesamiento de Datos
•
•
•
•
•
•
•
•
•
El osciloscopio mide voltajes que varían con el tiempo y despliega una forma de onda.
El voltaje Pico o Pico a Pico en la forma de onda puede ser convertida a desplazamiento Pico a p
Pico, velocidad Pico (valor mayor) o aceleración pico. El voltaje debe dividirse entre la sensibilidad
del transductor, por ejemplo, 100 mV/g para un acelerómetro.
Las frecuencias de vibración pueden calcularse del periodo (tiempo de repetición) de la forma de
onda e invirtiéndolo.
El osciloscopio puede desplegar órbitas ( x-y) de ejes o movimiento de pedestal, al sustituir la base
de tiempo por un amplificador horizontal.
La velocidad de rotación de un eje y el número de revoluciones de éste por ciclo de vibración,
puede desplegarse empleando el eje z (control de intensidad del haz) de un osciloscopio.
Las señales de disparo obtenidas de un sensor de proximidad
emplearse para iniciar y/o controlar la adquisición de datos.
o de un sensor óptico pueden
El analizador de FFT despliega una forma de onda y un espectro a partir de un bloque de datos
digitalizados. Los datos de una FFT se despliegan en líneas o celdas discretas. La frecuencias entre
estas líneas no pueden distinguirse.
La frecuencia mínima detectable es 1/el tiempo de adquisición de datos.
El tiempo de adquisición en segundos para un bloque de datos empleado por analizador FFT para
generar un espectro es igual al número de líneas dividido entre el ancho de banda en Hertz.
•
El fenómeno de “Aliasing”, esto es, muestreo insuficiente de la señal, origina picos de frecuencias
•
“fantasmas” o falsas que se despliegan en el espectro.
La frecuencia de muestreo debe ser mayor que dos veces la máxima frecuencia contenida en la
señal para evitar el fenómeno de aliasing.
•
•
La falta de periodicidad absoluta en señales de vibración resulta en una fuga espectral (armónicos)
en el espectro.
Las ventanas se emplean en un analizador FFT para forzar que un bloque de datos comiencen y
terminen en cero.
3.17
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•
•
Vibraciones Básicas de Máquinas
La ventana Hanning se emplea en la colección general de datos porque es un buen compromiso
entre la exactitud de la amplitud y la resolución de frecuencia.
Una ventana uniforme o rectangular se emplea para pruebas de impacto debido a que empieza y
termina en cero sin afectar los datos iniciales de la muestra.
•
La cantidad de resolución determina si frecuencias cercanas pueden ser separadas o o en un
•
espectro.
La resolución de un analizador de FFT se calcula multiplicando dos veces el ancho de banda por el
factor de ventana y dividiendo entre el número de líneas.
•
El rango dinámico está relacionado con la amplitud en los espectros.
•
•
•
•
•
•
El rango dinámico de un analizador FFT permite que picos de pequeña amplitud puedan
discernirse en presencia de picos de elevada amplitud.
El promediado se emplea para mejorar los datos en la forma de onda y en el espectro.
Al emplear el promediado de rms, el ruido en el espectro se promedia estadísticamente pero no se
elimina.
El promediado síncrono en el tiempo, elimina el ruido y la vibración no relacionada con la
frecuencia del gatillo (disparador) de adquisiciones.
El modo de pico sostenido se emplea en los analizadores FFT para almacenar el valor mayor de los
datos procesados en cada celda.
Un diagrama en cascada es una gráfica tridimensional de espectros contra velocidad, tiempo o
espacio.
Referencias
3.1 Road,
The Fundamentals
Signal(June
Analysis
— Application Note 243, Hewlett Packard, 1501 Page Mill
Palo Alto, CAof94304
1982).
3.2 The Basics Average & Window types, Doug MacMillan – Entek IRD.
3.18
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CAPITULO IV
EL DIAGNÓSTICO DE FALLAS
Las fr ecue ncia s so n la cla ve del an áli sis
Las frecuencias medidas en las tapas de los cojinetes y ejes de una máquina se emplean para realizar un
diagnóstico de falla. Estas vibraciones están causadas (excitadas) por fuerzas vibratorias (excitaciones) En
general, la frecuencia de la vibración medida es la misma que la de la fuerza que causa la vibración. Las
fuerzas se originan por el desgaste de la máquina, fallas en la instalación y diseño. A veces, las fuerzas
impulsivas excitan frecuencias naturales, las cuales son propiedades del sistema y típicamente no
cambian con la velocidad de operación. Sin embargo, en máquinas con cojinetes de película de aceite, las
frecuencias naturales pueden alterarse por la velocidad de operación.
La facilidad con la que una falla puede ser identificada de datos de prueba de buena calidad
es directamente proporcional a la información disponible sobre el diseño de la máquina y los
mecanismos que la hacen funcionar, especialmente cuando las mismas frecuencias se emplean
para identificar diferentes fallas, por ejemplo, desbalance de masa, flojedad y desalineamiento.
La velocidad de operación de la máquina es la frecuencia de referencia para las técnicas de
diagnóstico. Otras frecuencias están ya sea relacionadas con la velocidad de operación o bien no
están relacionadas. Un múltiplo de la velocidad de operación (orden) implica que la vibración se
manifiesta como resultado de la operación de la máquina. Otras frecuencias, como las obtenidas
de las fallas de rodamientos de elementos rodantes, no son órdenes de la velocidad de operación
y están relacionadas asíncronamente. Esto es, son una fracción de la velocidad de operación.
Técnicas de Diagnóstico de fallas
Las técnicas básicas (Tabla 4.1) usadas para efectuar un diagnóstico de falla utilizan la forma
de onda, órbitas, espectros y ángulo de fase. Las frecuencias que se adquieren a partir de sensores
de desplazamiento que observan el eje y los transductores que se montan sobre la carcasa, se
relacionan a frecuencias conocidas de la máquina. La forma y frecuencias de la forma de onda
órbitas, proveen una visión de las características físicas del movimiento del eje y carcasa. El
ángulo de fase muestra la relación entre las vibraciones medidas en varias localidades o puntos de
la máquina: a esto se llama fase relativa. La fase también provee información acerca de la relación
en tiempo entre la vibración de una localidad de la máquina y una referencia fija al eje o a la
carcasa: a esto se le denomina fase absoluta. El espectro es un diagrama de amplitud contra de
frecuencia de la actividad vibratoria en una localidad específica de la máquina.
4.1
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 4.1. Técnicas de Diagnóstico para Maquinaria Rotatoria.
Técnica
análisis de
forma de onda
análisis de
órbita
Uso
Descripción
modulación, pulsos, fase,
señales truncadas, pulsos
espurios
amplitud vs tiempo
relación entre fuerzas de tiempo relativo entre la
excitación y movimiento,
fuerza y las señales de
análisis de fase
relación fasorial entre dos o vibración o, entre dos o
más señales de vibración
más señales de vibración
análisis de
espectros
osciloscopio analógico y
digital, Analizador FFT
movimiento del eje, rotación desplazamiento relativo de
subsíncrona (remolino de
cojinetes del rotor en
aceite)
dirección XY
frecuencias de excitación,
frecuencias naturales, bandas
laterales, pulsaciones,
subarmónicas, suma y resta
de frecuencias
Instrumentos
filtro de vectores digital,
osciloscopio.
lámpara estroboscópica,
filtro de vectores digital,
osciloscopio analógico o
digital, analizador FFT
con capacidad
de
despliegue de parte real e
imaginaria.
amplitud vs frecuencia
analizador FFT, colector
electrónico de datos
Análisis Espectral. Un espectro puede ser analizado rápidamente siguiendo los siguientes pasos:
•
Identificar velocidad(es) de operación y sus múltiplos (órdenes) Los datos (Figura 4.1) están en
formato de frecuencia y orden.
•
Identificar las frecuencias dominantes que son múltiplos de la velocidad de operación. Incluidos están
el paso de álabes en ventiladores, el paso de aspas o paletas en bombas, y la frecuencia de engranaje
(Figura 4.2)
•
Identificar múltiplos no síncronos de la velocidad de operación, tales como frecuencias de
rodamientos (Figura 4.3)
•
Identificar frecuencias de pulsación, dos componentes de frecuencia cercanas, sus amplitudes se
suman y restan durante el ciclo de pulsación (Figura 4.4)
•
Identificar las frecuencias que no dependen directamente de la velocidad de operación, tales como la
frecuencia natural o frecuencias de máquinas adyacentes (Figura 4.5)
•
Identificar
bandas
laterales
(Figura 4.6)
relacionadas
a componentes
de bajaslaterales
frecuencias
que modulan
(cambian)
la amplitud
de que
una están
vibración
de alta frecuencia.
Las bandas
son
componentes de frecuencia que aparecen en el espectro en adición a una frecuencia dominante tal
como la frecuencia de engranaje. La modificación de la vibración de la frecuencia de engranaje de
una caja de engranes, por desgaste no uniforme (Figura 4.6) es un buen ejemplo. Una banda lateral
identifica la ubicación de la falla si la diferencia en frecuencias es igual a la velocidad de una
componente de la máquina.
4.2
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Figura 4.1. Vibración i nducida p or entrehierro variable en un tu rbogenerador por
desalineamiento.
El espectro se muestra en frecuencias y ó rdenes.
Figura 4.2. Datos de una caja de engranes de un r educto r de un p aso de 9 MW con eng ranes
desgastados.
4.3
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Figura 4.3. Defectos en rodil los d e rodamientos – d escascarillado dela pista externa
Figura 4.4. Pulsación en el accionador de una bomba de agua de alimentación de caldera
accionada por motor – La velocidad del accionador (3300 RPM) es cercana a una frecuencia
natural.
4.4
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 4.5. Resonancia de la carcasa de un accionador mecánico de una turbina.
Figura 4.6. Caja de engranaje de reducción d oble – Accion ador a ángulo r ecto con juego
axial inadecuado
4.5
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Identificación espectral. Es un hecho que cada compañía fabricante de instrumentos usa un formato
diferente para la presentación de datos. Por consiguiente, la nomenclatura para formatos similar a la
Figura 4.5 se explica a contuación:
•
A:MAG — El eje vertical del espectro en unidades rms. El valor pico se calcula multiplicando la
•
amplitud de la componente espectral por 1.414.
rms:10 — diez es el número de promedios rms del espectro.
•
IPS — pulgadas por segundo.
•
STOP:1250 Hz — El ancho de banda o f max es 1250 Hz o 75000 CPM
•
B: STORED — Forma de onda (en este caso almacenada) Típicamente indicada por B: TIME.
•
BW:11.936 Hz — ancho de banda (separación entre celdas por factor de ventana)
(Fmax / No. de las líneas)(factor de ventana) Este analizador tiene un número fijo de líneas (400) Una
ventana flat top se empleó al adquirir los datos, por lo tanto, el ancho de banda es BW=(1250 Hz /
400 líneas)(3.82) = 11.94 Hz.
•
•
STOP:80 msec — La forma de onda tiene un rango de 80 ms, o 0.008 s/div.
X:84.375 Hz — La coordenada horizontal (frecuencia en Hz) en el espectro en la posición del cursor.
•
Y:0.073 IPSrms. — La coordenada vertical (amplitud en rms) en la posición del cursor.
•
0.073 IPSrms = 0. 104 IPS Pico.
•
BND:.218 IPSrms — Valor rms total de los componentes en el espectro en el rango de frecuencias
seleccionado.
•
RANGE:4 dBv — rango dinámico en Volts.
Fallas a la Velocidad de Operación
Las fallas a la velocidad de operación ocurren a la frecuencia predominante de la velocidad de
operación y sus órdenes (múltiplos de la velocidad de operación) La tabla 4.2 lista algunas fallas que
pueden asociarse a la velocidad de operación.
Velocidades críticas. Una excitación con una frecuencia cercana o igual a una frecuencia natural
bajo condiciones de amortiguamiento reducido (menos del 15% del amortiguamiento crítico) se define
como una resonancia. Si la resonancia es causada por una máquina rotatoria se denomina velocidad
crítica. El diagrama de interferencia (Figura 4.7) ilustra el concepto de una excitación igual a una
frecuencia natural a varias velocidades del rotor; el eje horizontal es una gráfica de la velocidad del
rotor en RPM, las unidades de frecuencia de vibración en el eje vertical están expresadas en CPM.
Frecuencias de las fuerzas de la máquina, esto es, frecuencias de excitación, se grafican contra la
velocidad de giro del rotor. La vibración de componentes a la velocidad de operación se incrementarán
en proporción a la velocidad de la máquina.
4.6
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 4.2. Identificación y corrección de fallas en maquinaria rotatoria
Falla
velocidades
críticas
Frecuencia
Figura
#
1X, 2X, 3X, etc.
4.7
Desbalance de
masa
1X
4.8
Desalineamiento
1X, 2X,
ocasionalmente
3X
4.9,
4.10
Espectro, forma de onda,
Orbitas
Vibración amplificada debido a la
cercanía de la velocidad de
operación a alguna(s) frecuencia(s)
natural(es)
Componente sobresaliente a 1X con
valores mucho menores a 2X, 3X,
etc.; órbitas elípticas y circulares;
fase constante
Componente sobresaliente a 2X con
amplitudes iguales o mayores a 1X,
3X; vibración axial a 1X
Disminución de la amplitud de
Corrección
Reubicar frecuencia(s)
natural(es)
Balancear en campo o en
taller
Alinear para condiciones
en caliente o en frío
Calentar o puntear para
enderezar el rotor
4.11
vibración
alrededor
dede
la Bode.
velocidad
crítica en el
diagrama
(permitir
queFabricar
el rotoruna
flote
axialmente.
nueva flecha)
Desgaste de
cojinete
1X,
hidrodinámic subarmónicas y/u
o y holgura
órdenes
excesiva
4.12
Componentes altas a 1X y ½ X,
algunas veces componentes a 1½ X;
no puede ser balanceado
Reemplazar el cojinete y/o
reducir claro
Resonancia
4.5
Alta sensibilidad al balanceo, alta
amplitud de vibración a órdenes de
la velocidad de operación
Componente 1X alta y amplitudes
Cambiar la frecuencia
natural estructural
Flexión de eje
1X
1X, 2X, 3X, etc.
1X y gran
Flojedad
cantidad
de
órdenes ½X
puede aparecer
Excentricidad 1X
Cople
amarrado
(grasa seca)
1X, 2X, 3X, etc.
4.13
de
conamplitud,
menor nivel,
y apretar
½ Xmúltiplos
de elevada
bajapico a Colocar
tornillos lainas
para rigidizar
vibración axial
4.14
Componente a 1X alta
Maquinar para dejar
concéntrica
4.10
Componente 1X con componente
2X alto similar a desalineamiento;
los arranques y paros pueden
ocasionar diferentes patrones de
vibración
Limpieza o reemplazo de
cople
Deformación
térmica
1X
Compromiso entre
Componente 1X tiene amplitud y
ángulo de fase variables con la carga balanceo
problema.o solución de
Distorsión
Componente 1X debido a precarga
de cojinetes; 2X frecuencia de
línea, entrehierro no uniforme entre
motor y estator
1X y órdenes
Eliminar precargas y/o
asentamiento irregular.
4.7
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6300
5400
Velocidad de Operción
Segunda Frecuencia Natural
M
P
C 4500
ia
c 4000
n
e
u
c
e
r 2700
F
3x
2x
Primera Frecuencia Natural
Velocidad Critica
1800
1x
900
300
600
900
1200
1500
1800
Velocidad RPM
Figura 4.7. Diagrama de interferencias para ventilador en voladizo accionado por motor.
Por ejemplo, a 1800 RPM, la vibración a la velocidad de operación (1x) es 1800 CPM (30 Hz) La
frecuencia de la componente a dos veces la velocidad de operación (2x) es 3600 CPM (60Hz) La línea se
incrementa a una razón del doble de la vibración a la velocidad de operación (1x) Las frecuencias
naturales en el rango de interés se grafican contra la velocidad de operación y usualmente son curvas
calculadas durante el diseño. La máquina es típicamente probada solo a las velocidades críticas (ver
Medición de Velocidades Críticas; Capítulo VI)
Las velocidades críticas se excitan por la velocidad de giro del rotor o sus múltiplos (órdenes) cuando
una frecuencia natural y una frecuencia de excitación son iguales. La operación de una máquina cercana a
una frecuencia natural amplifica la vibración, dependiendo de la cantidad presente de amortiguamiento y
de la proximidad de la velocidad de operación a la frecuencia natural. El espectro de una máquina que
opera cerca de una frecuencia natural de un cojinete de un rotor se muestra en la figura 4.4. Si la
velocidad de operación es mayor que una o más velocidades críticas, el rotor debe ser capaz de pasar por
ellas con niveles de vibración aceptables; es decir, la máquina debe estar bien balanceada, y se requiere
de cierta cantidad de amortiguamiento en el cojinete. Es verdad que los rotores pueden pasar las
velocidades críticas si se aplica suficiente potencia y la respuesta de vibración se atenúa por una
aceleración rápida. Sin embargo, el rotor desciende a una velocidad que depende de su inercia y de
cualquier fuerza de fricción o aerodinámica presente. Ningún control es posible. Por consiguiente, un
4.8
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Vibraciones Básicas de Máquinas
rotor puede permanecer a una velocidad crítica por un tiempo peligrosamente largo durante el descenso,
especialmente si está operando en un fluido de baja densidad. Esta situación ocurre cuando una turbina de
vapor se detiene. No es bueno operar una máquina a una velocidad crítica porque la vibración se
amplifica (comportamiento resonante)
Desbalance de masa. El desbalance de masa ocurre cuando el centro geométrico (centro del eje) y
el centro de masa de un rotor no coinciden. El desbalance es una falla que se manifiesta a una vez por
revolución -es decir, ocurre a la frecuencia de la velocidad de giro del rotor (Figura 4.8)- A veces es
difícil distinguirlo del desalineamiento. Sin embargo, el desbalance causa una fuerza rotatoria; la fuerza
de desalineamiento es direccional.
Figura 4.8. Desbalance de masa de un mot or.
El desbalance de masa tiene un ángulo de fase fijo con respecto a una marca de referencia en el eje. El espectro
contiene órdenes de frecuencia superior de baja amplitud. A diferencia de las condiciones normales cuando los
movimientos son sinusoidales, el comportamiento no lineal de un cojinete o pedestal en la presencia de
desbalance de masa excesivo, pueden ocasionar movimientos truncados que introducen vibraciones de orden
mayor (por ejemplo, 2x, 3x) con amplitudes inferiores a la velocidad de operación. Debido al diseño de las
máquinas, las vibración horizontal normalmente será mayor que la medida en dirección vertical. Otro factor que
afecta la magnitud relativa de las componentes horizontales y verticales es la proximidad de la velocidad de
operación, o uno de sus órdenes, a una frecuencia natural (Figura 4.4) La componente axial de la vibración es
4.9
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normalmente pequeña, sin embargo, una componente a la velocidad de operación como resultado de desbalance
de masa puede producir movimientos del pedestal en el cojinete axial, dependiendo del diseño de la máquina.
Desalineamiento. El desalineamiento en un rotor redundantemente soportado, -esto es, un rotor con
tres o más cojinetes radialmente cargados- causa una precarga rotatoria en los cojinetes, eje y en los
coples externos a la frecuencia del eje. La magnitud de la vibración resultante, depende de la rigidez
radial de los componentes (cojinetes, ejes, sellos, coples) en el sistema. El desalineamiento severo puede
causar un comportamiento no lineal del cojinete, en una o dos direcciones, dependiendo de la asimetría en
el cojinete, de la rigidez del pedestal y de la cimentación. El comportamiento no lineal causa formas de
onda truncadas y/o componentes de segundo y más alto orden generados no linealmente (Figura 4.9) La
amplitud de la componente de segundo orden. en casos de desalineamiento severo, puede exceder la de
primer orden. El resultado es una órbita con figura del ocho (Figura 4.10)
La órbita para un desalineamiento menor está compuesta principalmente por vibración a 1X. La
vibración alta a 1X en la vibración axial (fuera de fase) es también e un síntoma de desalineamiento.
Figura 4.9. Desalineamiento de un excitador a un generador.
Rotor flexionado o doblado. Un rotor flexionado o doblado normalmente causa una precarga en los
cojinetes. El centro de masa de un eje flexionado puede moverse suficientemente lejos del centro
geométrico para generar desbalance. Si la máquina pasa por de una velocidad crítica durante un ascenso o
descenso de velocidad, una prueba de diagnóstico puede realizarse para determinar el origen de la flexión.
4.10
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Una reducción abrupta en el nivel de vibración (Figura 4.11) seguido de un incremento es una signo de
rotor flexionado.
Las causas que generan un rotor flexionado, incluyen condiciones térmicas no uniformes
(comúnmente como resultado de cortos en el devanado de un generador), pandeo del rotor y, alteración
de propiedades metalúrgicas debido a rozamiento. Un balanceo de compromiso podría ejecutarse para
permitir la operación continuo por un tiempo finito. Temperaturas desiguales en la parte superior e
inferior de un rotor sujeto a enfriamiento convectivo durante el período que sigue a un paro en una turbina
de vapor o gas, pueden distorsionar el rotor y conducir a un rotor flexionado. Los rotores deben rodarse a
baja velocidad por cierto tiempo después del paro para evitar vibración severa cuando el rotor se arranca.
El rotor puede dañarse durante el proceso de rodado a baja velocidad en caso de estar flexionado.
Los rozamientos pueden causar flexiones y condiciones inestables por debajo de una velocidad crítica
debido a que el movimiento del eje está en fase con las fuerzas que causan la vibración. Rozamientos severos
y rotores maltratados pueden producir flexiones permanentes en el rotor que en algunos casos pueden
removerse por calentamiento para relevo de esfuerzos y/o granallado.
Desgaste de cojinetes y claro excesivo. El desgaste o el claro excesivo en cojinetes pueden producir
una componente de vibración a 1X con un ángulo de fase estable o inestable (Figura 4.12) A pesar de que
los datos pueden indicar desbalance de masa, los intentos para balancear el rotor fracasarán. Los pesos de
prueba causarán cambios atípicos de un balanceo válido en magnitud y ángulo de fase.
Resonancia. Las frecuencias naturales excitadas por fuerzas tales como desbalance de masa y sus
órdenes amplifican la vibración. Este mecanismo se llama resonancia yo ocurre en una estructura (Figura
4.5) El grado de amplificación depende de las magnitudes de la fuerza y del amortiguamiento así como de
la proximidad de la frecuencia de excitación a la frecuencia natural. O la frecuencia excitadora (velocidad
del eje) o la frecuencia natural (depende del diseño) debe ser cambiada para resolver el problema.
Flojedad. Los componentes mecánicos flojos causan impactos que pueden identificarse en los espectros
como vibración a 1X más órdenes (Tabla 4.2) La forma en como se soporta una máquina puede causar vibración
a 1/4, 1/3, o 1/2 orden. Los órdenes cercanos a frecuencias naturales tienen la magnitud mayor porque las
fuerzas se amplifican por la resonancia. La figure 4.13 muestras la vibración del soporte en un cojinete flojo de
un pedestal de un ventilador.
Excentricidad. La excentricidad de un componente rotatorio mecánico produce vibración a la velocidad de
operación a pesar de que la unidad esté balanceada (Figura 4.14) La excentricidad de poleas (bandas) y
catarinas (cadenas) pueden causar variaciones cíclicas en la tensión (estira-afloja) por cada revolución del eje. El
desbalance de masa debe eliminarse como una causa, o la excentricidad debe medirse físicamente (indicador de
carátula) para diagnosticar el problema correctamente.
4.11
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La distorsión. La distorsión de la carcasa de una máquina puede causar precarga interna de los
cojinetes. El resultado es una vibración a la velocidad de operación. La distorsión de cajas de engranes
como resultado de pie suave causa vibración a la frecuencia de engranaje. La distorsión de carcasas de
motor genera vibración a dos veces la frecuencia de línea.
Figura 4.10. Desalineamiento y c ople amarrado .
Velocidad RPM
Figura 4.11. Eje flexionado d e una turbin a de 200 MW induci do po r un descenso con falta de
lubricación.
4.12
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•
Figura 4.12. Claro excesivo en el cojinete lado gobernador
de una tur bina de vapo r de 9 MW
Figura 4.13. Flojedad de un cojinete un ventilador.
4.13
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Figura 4.14. Excentricidad del eje de una bomba de lubricación.
Cojinetes de elementos rodantes
Cuando un elemento rodante pasa sobre un defecto en las pistas o jaula (Figura 4.15), fuerzas
impulsivas se generan y se manifiestan a una combinación de frecuencias del rodamiento. El diseño de
la máquina determina la magnitud de las vibraciones obtenidas en el alojamiento del rodamiento.
Debido a que los niveles de aceleración -abajo de 1,000 Hz– son bajos, la aceleración no es una
medida adecuada para máquinas de baja velocidad, esto es, máquinas que operan abajo de 600 RPM. La
velocidad es la medida a elegir al evaluar fallas abajo de 1,000 Hz.
Las frecuencias de rodamientos. Los cojinetes de elementos generan frecuencias únicas a su geometría
y
velocidad de operación [4.1] Cuatro frecuencias básicas pueden generarse por un rodamiento
defectuoso.
• Frecuencia de paso de bolas en pista exterior (BPFO) generada por las bolas o rodillos al pasar
sobre pistas con defectos.
• Frecuencia de paso de bolas en pista interna (BPFI) generada por las bolas o rodillos al pasar sobre
pistas con defectos.
• Frecuencia de giro de bolas (BSF) generado por defectos en las bolas o rodillos.
4.14
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Vibraciones Básicas de Máquinas
•
Frecuencia fundamental del tren (FTF), generada por defectos en la jaula o canastilla o por
movimientos inadecuados.
•
Φ = ángulo de contacto; ángulo entre la línea perpendicular al eje y del centro de la bola al punto en
donde el arco de la bola y la pista hacen constacto (Figura 4.15)
•
N = número de elementos rodantes (bolas o rodillos)
•
P = diámetro medio.
•
B = diámetro de la bola o del rodillo; valor promedio para los rodamientos cónicos.
•
RPS = velocidad de rotación, unidades en revoluciones por segundo.
= RPS = RPM / 60
FTF = ( / 2) [1 - (B / P ) cos ]
BPFI = (N / 2) [1 + (B / P ) cos ]
BPFO = (N / 2) [1 - (B / P ) cos ]
2
2
BSF = (P / 2B) [1 - (B / P ) cos ]
Las fórmulas se dan en Hz. Si se desea ciclos por minuto (CPM), emplee RPM en lugar de RPS en
las ecuaciones. Las cuatro frecuencias de rodamiento pueden estar moduladas por la velocidad de
la unidad en RPS y causan frecuencias en bandas laterales. En algunos casos, la frecuencia
fundamental del tren o la frecuencia de giro de las bolas pueden modular frecuencias naturales o
frecuencias de paso de las bolas. Las frecuencias generadas por rodamientos defectuosos son
combinaciones de las frecuencias del rodamiento, frecuencias naturales y frecuencias de rotación
de la unidad. En la forma de onda pueden observarse pulsos.
Técnicas de medición. El análisis de vibraciones para máquinas con defectos en los rodamientos
abarca los mismos principios empleados para equipos de velocidades moderadas y bajas. (La
excepción notable son los motores de aviación) Las mediciones pueden efectuarse con transductores
de velocidad o aceleración (integrados a bajas frecuencias) Todas las medidas deben realizarse en la
zona de carga tan cerca al rodamiento como sea posible (Figura 2.12) Las medidas radiales deben
realizarse con rodamientos radiales. Las mediciones axiales pueden ser mejores para rodamientos de
contacto angular, dependiendo de la flexibilidad de la máquina. Es necesario percatarse que las
señales mayores originadas por defectos rotatorios tales como desalineamiento, desbalance de masa y
frecuencias de engranaje, pueden ocultar las amplitudes menores de las frecuencias de los
rodamientos. Es la información de frecuencia la importante. Las frecuencias discretas se manifiestan
durante las etapas tempranas de fallas de rodamientos. Las bandas laterales aparecen durante etapas
posteriores. Es por lo tanto importante usar un analizador con resolución adecuada para determinar
4.15
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la frecuencia de operación y las bandas laterales de la frecuencia fundamental del tren. La forma de
onda contiene pulsos en las etapas iniciales de fallas de los rodamientos.
Ejemplo 4.1: Cálculo de las frecuencias de los elementos de los rodamientos.
Rodamiento No. SKF 230-600
B = 2.598 pulg.
P = 29.11 pulg.
Φ = 8.166°
N=29
Ω = RPM/60 = 213/60 = 3.55 RPS
(B/P) cos Φ = (2.598/29.11) 0.9899 = 0.0883
BPFO = (29/2) 3.55 [1 - 0.0883] = 46.9 Hz
BPFI = (29/2) 3.55 [1 + 0.0883] = 56 Hz
FTF = (3.55/2) [1 - 0.0883] = 1.6 Hz
BSF = [29.11/(2) (2.598)] 3.55 [1 - 0.08832] = 19.7 Hz
Técnicas de análisis. El análisis de vibraciones de banda angosta de los cojinetes de elementos
rodante involucra los pasos siguientes:
• Cálculo de las frecuencias de rodamientos.
• La medida y análisis de las señales de vibración.
• Identificación de bandas laterales y frecuencias centrales en el espectro.
•
Evaluación de la forma, la energía y la amplitud del espectro y forma de onda.
Defectos. La tabla 4.3 es una sinopsis de los defectos de rodamientos y sus síntomas. La figura 4.3 y las
figuras 4.16 a 4.19 son ejemplos de los síntomas de los defectos de los rodamientos descritos en la tabla. Un
defecto pequeño en la pista interna o externa de un rodamiento produce líneas espectrales discretas a la frecuencia
apropiada del rodamiento y a sus órdenes. La BPFI (Frecuencia de Defecto de la Pista Interna) de 42 Hz (Figura
4.16) y sus armónicos de 84, 124, y 166 Hz fueron medidos en un rodamiento que mostraba descascarillado
superficial. La vibración proveniente del rodillo pasando por el defecto puede observarse en la forma de onda.
Las bandas laterales aparecen conforme la condición del rodamiento se deteriora. La figure 4.17 es el espectro de
un rodamiento que falló dos semanas después de que fue analizado. Notemos las frecuencias centrales
correspondientes al rodamiento y sus órdenes rodeados de bandas laterales. Las bandas laterales tienen una
separación igual a la velocidad del eje. La figura 4.18 es el espectro de un rodamiento con un defecto de jaula. La
FTF de 6 Hz y sus armónicos modulan frecuencias naturales en la unidad a 78, 151 y 224 Hz. A pesar de que la
amplitud es inferior a 0.03 IPSrms, la condición del rodamiento es crítica, y debe retirarse.
4.16
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Tabla 4.3. Análisis de defectos de cojinetes de elementos rodantes
Defecto o
Condición
Defecto en
la pista
externa
Defecto en
la pista
interna
Forma de onda y del
espectro
Comentarios
Figura
No.
Múltiplos de BPFO
Descascarillado superficial,
se incrementa después de un
año
4.3
BPFI y
múltiplos
Las armónicas disminuyen
en amplitud
Descascarillado superficial
4.16
Defecto en
la pista
interna
BPFI y
múltiplos
Las armónicas disminuyen
en amplitud y están
moduladas por la velocidad
de operación
El rodamiento falló en 14
días
4.17
Defecto en
la bola
BSF o FTF
y múltiplos
Frecuencias naturales
moduladas por FFT
Excesiva
tolerancia
interna
Frecuencias
naturales
Múltiplos de RPS modulan
las frecuencias naturales
Frecuencia
BPFO y
múltiplos
Las bolas excitan el
rodamiento a las frecuencias
naturales
El rodamientos no mostró
defectos/ mostró desgaste
excesivo
4.18
4.19
Los claros excesivos en los rodamientos pueden aparecer como múltiplos de la velocidad de
operación, o, si el claro es suficientemente grande, las frecuencias naturales de la unidad pueden
excitarse (Figura 4.19) El rodamiento de la figura 4.19 no mostró defectos visibles pero emitía un ruido
fuerte durante el funcionamiento.
Pd: Diámetro medio
Bd: Diámetro de bola
φ: Ángulo de contacto
Figura 4.15. Nomenclatura de los elementos de los rodamientos.
4.17
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Figu ra 4.16. Def cto de la p ista interna de un roda iento de
u rodillo “Pi ckup” de su cción.
S
P
I
,
d
a
d
i
c
o
l
e
v
Figura 4.17.. Defecto s e ero en la pi sta interna el rodamien to duró 14 ías)
4.18
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frecuencia, Hz
Figura 4.18. Frecu ncia funda ental excit ada por def ctos en bol as.
Métodos de det cción
de
alta
frec encia
(HF ) La aceleración es
la m dida primari para
la
P
S
I
,
d
a
d
i
c
o
l
e
v
condición
de
evaluación
y
diagnósticos
con
siste as de colecc ón de
Bandas laterales a la v locidad de operación
datos basados e
PC.
Técnicas
de
procesamiento de señales
de alta frecuencia se
empl an en colectores de
datos
y
sistemas
de
procesamiento dig tal de
frecuencia,
Figu a 4.19. Clar
z
señal s. Estas técnicas
excesivo en un rodam iento de gran tamaño.
son valiosas para d tectar
fallas inci ientes de rod mientos debi o al proceso de degradación de los coji etes de elementos rodantes. Estas
técnicas también se apli an a la evalu ción de condición de equipo de baja velo idad, en los cuales la estru tura y
masa son ales, que el monitoreo glob l no refleja cambios en la c ndición de l máquina.
4.19
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Los métodos de detección de alta frecuencia, incluyen dos tipos de medición: Uno es el valor único de
la suma de energía en un rango filtrado de vibración, típicamente 5 kHz. a 60 kHz; el segundo es una
representación espectral de una señal filtrada que ha sido amplificada y demodulada con respecto a la
amplitud y/o frecuencia. El propósito es visualizar información repetitiva para que pueda ser evaluada en
un espectro tradicional, ya sea HFD o la envolvente.
La respuesta a altas frecuencias debe ser medida con un acelerómetro. Los límites superiores de los
rango de frecuencia de medida lineal son de 5 kHz. a 10 kHz. y tan altos como 25 khHz., dependiendo del
acelerómetro usado. Debido a que la frecuencia natural del acelerómetro es siempre mayor al rango lineal
de medición, se produce cierta amplificación debida al rango de respuesta de la frecuencia natural
cuando se utilizan medidas globales.
Las lecturas de valores únicos son los más comunes que se utilizan en conjunto con un sistema de
mantenimiento predictivo basado en computadora y son más efectivos cuando se realiza u análisi de
tendencia en puntos específicos de la máquina. El rango de valores cambia con los acelerómetros, aún
con los mismos modelos del producto. Los datos son más consistentes si el montaje del transductor es
consistente. El montaje magnético proporciona el mayor costo-beneficio de los datos. Los datos únicos
deben ser conciliados con la velocidad de la máquina, es decir, altas velocidades generan valores más
altos. Ninguna información de diagnóstico directo está disponible con lecturas únicas. El analista debe
basar su juicio en las lecturas, la historia de la máquina y otras mediciones, estén o no relacionadascon
vibraciones.
Los siguientes mecanismos y condiciones pueden causar lecturas elevadas. Esta lista no incluye a
todos. Incluye impactos, rozamientos, lubricación inadecuada, turbulencia de flujo en sistemas de
bombeo, malas condiciones de los sellos mecánicos, fugas de alta presión (vapor aire), y precargas y
ajustes por interferencia inadecuados. La mejor acción costo/beneficio más efectiva, cuando las
mediciones de alta frecuencia sean elevadas, es la lubricación del rodamiento.
Cajas de engranes
Las cajas de engranes generan vibración de alta frecuencia como resultado de la función de
engranaje de la caja. A mayor número de dientes del engrane, engranados en un instante dado,
más suave será el funcionamiento de la caja. Las fallas de los engranes y sus síntomas se
resumen en la tabla 4.4. Tanto la forma de onda como el espectro deben analizarse. El deterioro
de la condición complica el análisis de falla.
El hecho que los pulsos observados en la forma de onda identifiquen dientes de engrane rotos fue
observado por primera vez por Taylor [4.1] Otros impactos tales como el choque de dientes de engranes
también pueden producir pulsos en la forma de onda. Las frecuencias de engranaje con bandas laterales
4.20
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con diferencias iguales a la velocidad de operación identifican problemas tales como desgaste de dientes
y distorsión de la caja de engranes.
Antes de que una falla sea analizada, las frecuencias de la caja de engranes deben ser calculadas a
partir de los datos proporcionados por el fabricante. La figura 4.20 muestra una caja de doble reducción.
Las frecuencias involucradas en la caja de engranes se calculan en el Ejemplo 4.2.
Problemas de engrane atribuibles a desgaste no uniforme, juego entre dientes inapropiado, ralladuras
y excentricidades, generalmente aparecen en el espectro como la frecuencia de engranaje con bandas
laterales a la frecuencia de la velocidad del eje defectuoso. Engranes severamente desgastados, mostrarán
múltiplos de la frecuencia de engranaje con bandas laterales. La señal de mayor intensidad proveniente
de engranes helicoidales y “herringbone”, se obtienen normalmente de las mediciones axiales.
Tabla 4.4. Identificación de fallas en engranes y cajas de engranaje.
Falla
Frecuencia
Ejemplo
(Figura No.)
Espectro y forma de onda
Engranajes
excéntricos
Frecuencia de
engrane: GMF
4.21
Frecuencia de engranaje con bandas laterales con
separación igual a la frecuencia del engrane excéntrico
Engrane
desgastado
Frecuencia de
engrane: GMF
4.2
Frecuencia de engranaje con bandas laterales con
separación igual a la frecuencia del engrane
desgastado, rallado o picado, algunas veces 1/2, 1/3,
1/4 GMF
Juego entre
dientes o
juego axial
inapropiado
Frecuencia de
engrane: GMF
Dientes rotos,
fracturados o
despostillados
Frecuencias
naturales
Distorsión de
la caja de
engranes
Frecuencia de
engrane y/o
frecuencias
naturales
Frecuencia de engranaje con órdenes y bandas laterales
4.6
con separación igualcorona.
a la frecuencia del piñón o
4.22
Pulsos en la forma de onda; frecuencias naturales en el
espectro.
4.23
Frecuencia de engranaje y órdenes en el espectro,
variación de la amplitud en la frecuencia de engranaje
en la forma de onda; frecuencia del eje más órdenes de
baja amplitud
4.21
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Figura 4.21. Datos de vibración de una caja de engranes con piñón excéntrico.
Figura 4.22. Espect ro y f orma de on da de una caja de engranes
con un diente roto en el piñón.
4.23
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Figura 4.23. Datos provenientes de una caja de engranes desalineada y distorsionada.
Ejemplo 4.2: Cálculos de frecuencia de engranaje.
La caja en la figura 4.20 está accionada por un motor de 2 polos a 3585 RPM. ¿Cuáles son las
frecuencias de engranaje y las velocidades de los ejes?
Velocidad de entrada = 3585 RPM
Velocidad del eje intermedio = (3585 RPM)x(26 T) / (101T) = 923 RPM
Velocidad de salida = (923 RPM)x(31 T)/(97 T) = 295 RPM
Engranaje de alta velocidad = (3585 RPM)x(26 T) = 93210 CPM o 1553.5 Hz
Engranaje de baja velocidad = (922.87 RPM)x(31 T) = 28609 CPM o 476.8 Hz
Motores Eléctricos
El motor de inducción es accionado por un voltaje a la frecuencia de la línea de 60 Hz (en E.U.)
directamente de las terminales de potencia o por un controlador que transforma la potencia a una
frecuencia de línea diferente y provee velocidad variable. Los motores de inducción son diseñados para
4.24
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operar a un número de velocidades fijas por el número de polos. La relación que existe entre la velocidad
síncrona del motor (sin carga), número de polos y la frecuencia de línea se expresa en la siguiente
ecuación sencilla. La frecuencia síncrona de la velocidad del motor es la frecuencia del campo magnético.
Velocidad síncrona del motor (SMS*) = 2 veces la frecuencia de línea / número de polos
*synchronous motor speed
Ejemplo 4.3: Cálculo de velocidad síncrona del motor.
Un motor de inducción se desliza-esto es,
no opera a la velocidad síncrona del
¿Cuál es la velocidad síncrona de un motor de inducción de
8 polos, que opera a 60 Hz de potencia?
motor- debido a la carga. La diferencia
entre la velocidad síncrona del motor y la
SMS = (2) (60) / 8 =
velocidad real del motor se llama
(15 ciclos/s) (60 s/min) = 900 RPM
deslizamiento (Ejemplo 4.4).
La figura 4.24 es un corte de la sección de
de la frecuencia de deslizamiento
Ejemplo 4.4: Cálculo
para un motor de inducción.
Un motor de inducción de 4 polos opera a 1774 RPM
¿Cuál es la frecuencia de deslizamiento en Hz?
SMS = (2)(60Hz) / 4 = 30 Hz
Frecuencia de deslizamiento = 30 Hz - (1774/60)Hz
= 0.433 Hz o 26 CPM
un motor de inducción. Los problemas
mecánicos que afectan a las máquinas
rotatorias también causan problemas en
motores eléctricos, incluímos:
a) desbalance de masa, flojedad,
resonancia,
desalineamiento,
excentricidad, defectos de los cojinetes y
distorsión. Adicionalmente, los motores
eléctricos son sensibles a fallas comunes de origen mecánico que inducen fallas eléctricas y
generan vibraciones mecánicas (Tabla 4.5)
b) Variaciones en el entrehierro, incapacidad de permanencia en el centro magnético, flexibilidad
del estator, barras rotas o flojas del rotor y laminaciones en corto.
Una tabla completa de causas, verificaciones y soluciones para problemas mecánicos y eléctricos en
motores de corriente alterna ha sido publicado [4.3] El funcionamiento eléctrico defectuoso en el estator
causa vibraciones a dos veces la frecuencia de la línea (120 Hz) y bandas laterales al número de polos por
las frecuencia de deslizamiento. Las vibraciones con frecuencias iguales al número de barras del rotor o
ranuras del estator por la velocidad de operación del motor se manifiestan en un rotor excéntrico, o si el
número de ranuras del estator es similar al número de barras del rotor. Las barras rotas del rotor generan
vibración a la frecuencia de operación con bandas laterales con separación igual al número de polos por
la frecuencia de deslizamiento.
La vibración anormal más típica en motores de inducción de dos polos está asociada con variación en el
entrehierro. Un motor con una armadura desbalanceada o excéntrico u otra condición mecánica (por
4.25
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ejemplo, estator flexi le) que cauce una variación en el en rehierro con la rotación enera vibra ión a
exactame te dos vece la frecuencia de línea (Figura 4.25) Si una componente de vibración mecánica se
presenta a dos veces la velocida
de operac ón, se man fiestan puls ciones debi o a que las dos
compone tes son muy cercanas. Obviamente los problemas e éctricos des parecen cua do se desen rgiza
un motor. Es mejor de energizar el motor e inmediatamente observar el es ectro de vib ación.
Fiigu re 4.24. Diagrama de Corte de un Motor d e In ucción.
Cortesía de Ge eral Electric Company
Falla tales como barras de ro or rotas o s eltas, o un ón fracturad al anillo d cortocircuito son
evidentes sólo cuando el motor está bajo carga. as barras de rotor fracturadas ocasion n bandas laterales
iguales al número de olos multiplicado por la frecuencia d deslizamie to a la velocidad de oper ción.
Notemos las bandas laterales a los costados del pico a la frecuencia de operación del espectro mo trado
en figura 4.26. Las l minaciones en corto ca san puntos calientes locales en el r tor que a s
vez
provocan una flexión el rotor. El r sultado es v bración a la elocidad de operación.
La fi ura 4.27 co tiene datos radiales de u motor con un rotor con excentricida
en cojinet s. Se
observan bandas laterales a la vel cidad de op ración y alr dedor del pi o a 2X la fr ecuencia de línea.
Un motor vibraciones axiales elev das a frecu ncias no sín ronas (ver figura 4.28) e tá fuera del entro
magnétic . A medida que el rotor rata de centrarse magnéticamente (axialmente) se roducen im actos
que generan las frecuencias natural s. Vibración radial a dos veces la frec encia de la l nea y múltiplos es
un signo e devanado del estator en corto (Figura 4.29) El
otor de indu ción de 12 p olos tiene un nivel
de vibrac ón anormal ente alto co o resultado de cortos en el estator.
4.26
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Tabla 4.5. Identificación y corrección de fallas de motores - efectos eléctricos
(Frecuencia de alimentación 60 Hz)
Falla
Variación del
entrehierro
Frecuencia
120 Hz
Ejemplo
(figura #)
Espectro, Forma
de onda / órbita
Corrección / comentario
4.25
Centrar armadura, elimina
120 Hz más
distorsión del estator, eliminar
bandas laterales, claro excesivo en cojinetes y/o
pulsaciones de 2X cualquier otra condición que
con 120 Hz
cause que el rotor esté
excéntrico con respecto estator
Reemplazar las barras
fracturadas o sueltas
Barras de rotor
fracturadas
1X
4.26
Componente a 1X
y bandas laterales
iguales al número
de polos por la
frecuencia de
deslizamiento
Rotor
excéntrico
1X
4.27
1X, 2X pulsando
con 120Hz
Puede causar variación del
entrehierro
Estator flexible
120 Hz
Pulsaciones a 2X
con 120 Hz
Rigidizar estructura de estator
Rotorcentro
fuera del 1X, 2X, 3X
magnético
4.28
Corto circuito
en estator
4.29
120 Hz y
armónicas
Vibración alta en Corregir
origen
de la restricción
que impide
el desplazamiento
dirección axial
axial –cojinete axial o cople
120 Hz y
armónicas
Reemplazar el estator
4.27
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Figura 4.25. Datos d e vibració n de un m oto r eléctric o de 4000 HP
con problemas en entrehierro.
Figura 4.26. Datos de un moto r eléctric o de 2000 HP con una barra ro ta.
4.28
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Figura 4.27. Datos d e un mot or de in ducció n de 1000 HP con rotor excéntrico.
Figura 4.28. Vibraci ón axial d e un mot or de in duc ción de 1200 HP
con rotor fuera del centro magnético.
4.29
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 4.29. Vibr ación r adial de un mo tor d e 200 HP con co rtos en el
devanado del estator.
Máquinas Centrífugas y Axiales
Las bombas y los ventiladores transportan fluidos al convertir el trabajo mecánico en energía en el fluido
en la forma de presión y velocidad. Los compresores aumentan la energía del fluido comprimido como
presión. Estas máquinas están accionadas por motores eléctricos o turbinas (gas y vapor) Las bombas,
ventiladores y compresores son del tipo de flujo radial (centrífugos) o flujo axial, dependiendo del
movimiento del flujo al pasar por el impulsor. En una bomba el fluido de trabajo es un líquido. En
ventiladores y compresores el fluido de trabajo es un gas. Los ventiladores se distinguen de los
compresores por el cambio en la densidad (compresión) de fluido en movimiento inducido por el
compresor. El fluido movido por un ventilador experimenta muy poca compresión. Las características del
desempeño de todas las máquinas centrífugas y axiales se relacionan con la cabeza (presión) y la
eficiencia y la potencia del flujo del fluido. La figura 4.30 muestra curvas características para máquinas
centrífugas con diferentes curvaturas de aspas. La operación estable y eficiente requiere que la máquina
opere en la pendiente negativa de la curva. De otra forma, el flujo inestable causa vibración excesiva que
es hidráulica o aerodinámicamente inducida.
4.30
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Bombas
Figura 4.30. Curvas características de máquinas centrífugas
Una bomba centrífuga consiste de elementos rotatorios (impulsor y eje) y elementos estacionarios (carcasa,
rodamientos y cajas de empaquetadura) Anillos de desgaste son utilizados en bombas de multi ietapa para
incrementar la eficiencia. El líquido a bombear se forza a través de un juego de paletas rotatorias por presión
atmosférica u otra. Las paletas rotatorias descargan el fluido en la periferia de la bomba a mayor presión y
velocidad. La velocidad es mayormente convertida a presión en las volutas difusores. Los impulsores se clasifican
como sencillos o de doble (balance axial) succión. En la tabla 4.6 es una lista de fallas de bombas.
Tabla 4.6. Fallas comunes de bombas
Velocidades Críticas
Resonancia estructural (principalmente en bombas verticales)
Resonancia acústica (diseño de tuberías)
Excentricidad del impulsor (maquinado no concéntrico, deflexión del eje del impulsor debido
a la cabeza)
Balanceo del Impulsor
Claro entre impulsor / difusor (espacio o luz)
Recirculación (bajo flujo)
Cavitación (baja cabeza de succión)
Torbellino de aceite (diseño de cojinetes y claros excesivos)
Claro de anillo de desgaste (modifica las velocidades críticas, puede inducir torbellino del aceite)
4.31
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Vibraciones Básicas de Máquinas
difusor
flujo
En el punto de mayor eficiencia, el ángulo de descarga del fluido coincide con
el ángulo del difusor y el flujo es suave con perturbaciones mínimas
Si el flujo disminuye (estrangulamiento de la descarga) o se incrementa (baja
cabeza), el ángulo del fluido ya no coincide con el ángulo del difusor,
resultando en vibración mayor y pérdida de eficiencia.
Figura 4.31. Características d e la trayectori a del flujo .
Los fluidos que transportan las bombas no son compresibles. Por lo tanto, posible que se transmitan
fuerzas interactivas grandes entre los componentes rotatorios y estacionarios (figura 4.3l)
Adicionalmente, bajo ciertas condiciones el líquido puede evaporarse y colapsarse nuevamente en estado
líquido, causando ondas de choque que pueden destruir el impulsor de la bomba. Este proceso es
conocido como cavitación. La presencia de fuerzas interactivas anormales y cavitación son funciones de
la operación de la bomba en relación con las condiciones de diseño (figura 4.32) Es aparente que los
niveles de vibración medidos sobre una bomba son muy dependiente de las condiciones de operación. La
presión, presión en la succión, temperatura del fluido y velocidad deben monitorearse.
Un problema común con bombas verticales es una resonancia que se denomina modo basculante
(rocking) o de péndulo invertido. Ocurre cuando la primer frecuencia natural de la estructura de la bomba
coincide con la velocidad de operación de la bomba. El resultado son altos niveles de vibración a la
velocidad de operación de la bomba. El problema puede confirmarse con una prueba de resonancia.
4.32
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 4.32 Curva d e fluj o VS cabeza
Caso de estudio de recirculación. Este caso de estudio es un ejemplo excelente de los problemas que
ocurren cuando una bomba opera presiones elevadas [4.4] Una bomba de velocidad fija tiene únicamente
una presión de descarga a la cual el ángulo de flujo del fluido que sale del impulsor coincide con el
ángulo del difusor. La operación a cualquier otro punto puede resultar en una operación ineficiente y
vibración excesiva.
Rodamiento antifricción estaban fallando a intervalos de seis semanas en una bomba con carcasa
partida horizontalmente y con capacidad de 2400 galones por minuto (gpm) a 300 pies de carga dinámica
total (cabeza total) Podía observarse que el rotor se desplazaba en dirección axial a baja frecuencia. Una
curva de cabeza VS flujo, se solicitó para determinar si la bomba estaba operando cerca o no de su punto
de máxima eficiencia (BEP) La presión de descarga de un manómetro mostró que la bomba estaba siendo
operada a un flujo muy reducido hacia el lado izquierdo de la curva de la bomba. La etiqueta en el tubo
del orificio de recirculación indicaba que el diámetro era de dos pulgadas. El diseño de la bomba requería
que la placa del orificio tuviese un diámetro de tres pulgadas para asegurar el flujo mínimo correcto. La
recomendación fue reemplazar la placa de orificio. Cuando se retiró, se halló que el diámetro era de sólo
una pulgada.
Esta bomba horizontal estaba llenando un tanque varios pisos arriba. Cuando el fluido en el tanque
alcanzaba un nivel predeterminado, se cerraba una válvula del mando. Como resultado, la única descarga
para la bomba era la línea de recirculación. Debido a que el orificio en la línea de recirculación era muy
pequeño, la bomba estaba operando a una presión de descarga elevada.
4.33
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Cuando las bombas se forzan a operar a flujos reducidos tan drásticamente se incrementa la presión
en uno lados del rotor y posteriormente en el otro debido a la recirculación. El resultado es fuerzas y
vibraciones oscilatorias de baja frecuencia (figura 4.33) que pueden causar fallas rápidas en rodamientos
antifricción que no están diseñados para soportar la carga extra axial. Todos las bombas con movimiento
axial de baja frecuencia del rotor, deben examinarse para determinar si están operando contra una presión
de descarga excesiva.
Caso de estudio de cavitación. La bomba de este caso estaba operando con baja presión a la
descarga [4.4] El resultado es que la bomba estaba operando con el fluido en cavitación.
Durante el monitoreo inicial de las vibraciones, se descubrieron altos niveles de vibración en la
bomba de circulación de una central eléctrica. Se detectaron altos niveles en la dirección horizontal del
cojinete lado cople del motor y en la dirección axial del cojinete lado libre del motor. Un espectro de
ancho de banda amplio no contenía frecuencias mecánicamente relacionadas identificables. Un espectro
del nivel de vibración del cojinete del motor lado cople, se muestra en la figura 4.34.
Se descubrió que algunas de las bombas estaban operando solamente contra diez pies de presión a la
descarga. Se obtuvo una copia de la curva de cabeza flujo de la bomba. La capacidad de diseño de la
bomba era de 156,000 gpm a una cabeza de 38 pies. La curva de cabeza terminaba a una presión de 15
pies, indicando que la operación con solamente diez pies de presión ni siquiera se había considerado por
el fabricante. Un flujo estimado de 200,000 gpm se obtuvo al proyectar la curva de cabeza-flujo a una
presión de descarga de diez pies. Para verificar esta condición, las válvulas de descarga en el condensador
se cerraron parcialmente para aumentar la presión de descarga a un nivel más cercano al punto de diseño.
Cuando las válvulas se cerraron parcialmente, la vibración disminuyó a un nivel aceptable.
Una bomba de circulación que se retiró para su reparación, se encontró con daños serios en la
campana de succión. Se concluyó que el daño resultó por cavitación. Para verificar esta teoría se instaló
una cámara en la campana de succión de la bomba para determinar si efectivamente ocurría cavitación.
Los resultados dejaron poca duda de que efectivamente la cavitación era el problema. El cierre parcial de
las válvulas de descarga del condensador redujeron dramáticamente la cavitación.
4.34
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Vibraciones Básicas de Máquinas
La presió de descarg baja
ocurría cuando sólo una bomba
operaba en el múltiple en lugar
de dos. Esta condición ocurría
cuando la te peratura del agua
de la torre d enfriamien o era
suficientemen e baja par
que
una bomba suministrara agua
suficiente al condensador para
satisfacer los requesitos d baja
presión
la
turbina.
esafortunad mente,
una
bomba
de
n
ope ación
experimentab cavitación.
Tie po en segundos
Figura 4.33. Recircu l ación.
o
c
p
a
o
c
p
–
”
s
m
“
o
n
e
m
a
z
a
p
s
e
frecuenci , CPM
igura 4.34.
avitación.
4.35
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Ventiladores
Muchos ventiladores centrífugos tienen una voluta o una carcasa tipo espiral, en donde el flujo entra
axialmente y sale tangencialmente. Las paletas pueden ser fijas o ajustables (a veces durante el
funcionamiento) Una curva típica del desempeño característico de un ventilador se muestra en la figura
4.35. La curva básica del ventilador es presión VS flujo a través del sistema. La cabeza o la presión varía
de acuerdo al cuadrado del flujo. El ventilador operará satisfactoriamente en la intersección de las
características del sistema y las característica de presión del ventilador. Las características del sistema
pueden cambiarse con un regulador de tiro en la salida. Paletas variables, ángulo de ataque variable y el
controles de velocidad alteran las características del ventilador. Las características de ventiladores
montados en serie y en paralelo deben ser considerados como un sistema.
Figura 4.35. Características de un ventilador a velocidad constante.
Ejemplo 4.5. Ventilador accionado por bandas.
Un ventilador accionado por bandas está impulsado por un motor de 4 polos a
1,779 RPM con una polea de 9 pulgadas. Si el ventilador tiene una polea de 11.75
pulgadas ¿Cuál es su velocidad?
Velocidad del ventilador = (1,779 RPM)(9 in) / 11.75 in = 1,362.6 RPM
4.36
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Ejemplo 4.6: Frecuencia de paso de álabes (blades) del ventilador.
¿Cuál es la frecuencia de paso de álabes de un ventilador de tiro inducido (ID) que
opera a 896 RPM y tiene 12 álabes?
BPF (Blade Passing Frequency) = (896 RPM) (12 álabes) = 10,752 CPM = 179.2 Hz
Para asegurar la operación estable la pendientes de las curvas de presión-flujo del ventilador y el sistema
deben ser opuestas en signo (Figura 4.35) Cuando las pendientes del ventilador y las características del
sistema están opuestas en signo, cualquier perturbación en el sistema que tiende a producir un decremento
temporal en el flujo se anula por un incremento en presión del ventilador. La condición que acompaña
flujo inestable es pulsación, que ocurre cuando el punto de operación del ventilador se ubica a la izquierda
de la máxima presión de la curva del ventilador. A este punto se le conoce como “surge” (inestabilidad
aerodinámica) Las compuertas que regulan el flujo de entrada normalmente pueden emplearse para
ubicar el funcionamiento del ventilador a la derecha del punto de “surge”.
La separación del flujo (flujo turbulento) a lo largo del conducto aerodinámico formado por los álabes
del impulsor puede causar flujo inestable y vibración. A bajas cargas, el flujo puede recircular o resoplar;
esto es, en la entrada, el aire es soplado hacia adentro y hacia fuera. La resonancia acústica ocurre cuando
la frecuencia de paso de álabes coincide con la frecuencia natural acústica del aire en los ductos. Los
ventiladores están sujetos a velocidades críticas y a resonancias estructurales debido a que están montados
en patines, aislantes y marcos flexibles. La tabla 4.7 lista un número de fallas comunes en ventiladores.
Tabla 4.7. Fallas de Ventiladores.
Desbalance de masas (figura 4.36)
Problemas de aisladores
Desalineamiento
Torbellino de aceite
Velocidades Críticas
Cojinetes de elementos rodantes
Resonancia
Pie suave
Flojedad (Figura 4.37)
Excentricidad de Impulsor
Problemas aerodinámicos (Figura 4.38)
Bandas y poleas
4.37
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 4. 6. Desbala ce de masa de un ventil ador.
Figura 4.37. Floj eda en el cojin te de ventil dor.
4.38
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 4.37. Flojedad en el co jinete de venti lador.
frecuencia, CPM
Figura 4.38. Vibración aerodinámicamente indu cida en un ventilador debido
al posicionamiento de compu ertas de regulación de flujo inadecuado
Compresores
Debido a las presiones involucradas, muchos de los compresores tienen carcasas masivas y rotores
pequeños de bajo peso que hacen que la medición sísmica de las vibraciones sea difícil. De hecho, las
lecturas de vibración registradas en la carcasa están severamente atenuadas como resultado de las carcasas
masivas y cojinetes hidrodinámicos. Por esta razón, se usan sensores de proximidad permanente
montados que miden la vibración relativa del rotor y se emplean para analizar los problemas del rotor y
cojinetes.
Las fallas de compresores son similares a aquellas encontradas en turbinas de vapor y bombas y ocurren
a frecuencias subsincrónicas, a la velocidad de operación o a múltiples de ésta. Los compresores tienen un
punto de flujo mínimo llamado “el límite de surge” La operación de la máquina es inestable debajo del
límite de surge, el cual es una función del tipo de compresor, las propiedades del gas, temperatura de
entrada, ángulo de ataque de los álabes y la velocidad.
4.39
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Resumen de diagnóstico de fallas
•
En general, las frecuencias de vibración se usan para determinar la ubicación de las fallas en una
máquina.
•
El diagnóstico de fallas principalmente se efectúa en un espectro, sin embargo, la forma de onda,
•
órbita y análisis de fase proporcionan información adicional para un análisis más profundo.
El análisis espectral incluye identificación de órdenes de la velocidad de giro, armónicos de
engranaje, cojinetes y frecuencias de paso de álabes; frecuencias no síncronas tal como las
frecuencias de rodamientos, pulsaciones, frecuencias naturales, bandas laterales, frecuencias centrales
y frecuencias de diferencia (suma y resta)
•
El eje de frecuencia (eje horizontal) en un espectro puede expresarse en CPM, Hz, u órdenes.
•
El eje de amplitud (eje vertical) en un espectro puede expresarse en rms, pico o pico a pico.
•
El eje vertical de una forma de onda se expresa en unidades pico.
•
Las fallas de máquina que se manifiestan a la velocidad de operación o a sus órdenes incluyen
velocidades críticas, desbalance de masa, desalineamiento, rotor flexionado, claro excesivo en
cojinetes o desgaste, resonancia estructural, flojedad, excentricidad, coples amarrados y distorsión.
El desbalance de masa ocurre a la velocidad de operación.
•
•
Las velocidades críticas se manifiestan cuando la velocidad de operación, o cualquiera de sus órdenes
que contengan energía, se acercan o son iguales a una frecuencia natural.
•
El desalineamiento puede presentarse a la velocidad de operación (1X), dos veces la velocidad de
operación (2X), o tres veces la velocidad de operación (3X), dependiendo de la naturaleza del
desalineamiento y del diseño del eje, coples y cojinetes.
•
Un eje flexionado puede reducir significativamente su vibración a una velocidad a la cual la
excitación es igual a y fuera de fase con el desbalance de masa.
•
Los
claros de excesivos
y/o desgaste en cojinetes hidrodinámicos causarán vibración similar al
desbalance
masa.
•
La resonancia estructural amplifica la vibración.
•
La flojedad se manifiesta en el espectro a la velocidad de operación y sus órdenes. También pueden
aparecer fracciones (por ejemplo, 1/2X, 1/3X)
•
Los defectos de los cojinetes de elementos rodantes ocurren a sus frecuencias de falla y sus
armónicos. Dependiendo de la severidad del defecto, también pueden manifestarse bandas laterales a
la velocidad de operación, a la frecuencia fundamental del tren y a la frecuencia de defecto de las
bolas.
•
Las técnicas de análisis basadas en HFD (High Frequency Detection) se emplea para detectar pulsos
•
en sistemas mecánicos.
Las fallas relacionadas con frecuencias de engranaje se manifiestan en el espectro a la frecuencia de
engranaje y sus armónicos. Se observan bandas laterales a medida que la condición se deteriora.
•
Dientes rotos, fracturados, despostillados o rallados se identifican como pulsos en la forma de onda en
el tiempo.
•
Los engranes excéntricos se identifican a la frecuencia de engrane y con bandas laterales con una
separación igual a la velocidad del engrane excéntrico.
4.40
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Vibraciones Básicas de Máquinas
•
Los problemas eléctricos en los motores eléctricos se identifican en el espectro como bandas laterales
con separación igual al número de polos multiplicado por la frecuencia de deslizamiento y a dos veces
la frecuencia de la línea con sus armónicas.
•
Las barras rotas en el rotor generan bandas laterales con separación igual al número de polos
multiplicado por la frecuencia de deslizamiento alrededor de la velocidad de operación y sus órdenes.
•
Las vibraciones por problemas en el estator y variaciones en el entrehierro se manifiestan a dos veces
la frecuencia de la línea y sus armónicos.
•
Los problemas comunes relacionados con las bombas se deben a un flujo inadecuado en el sistema,
incluyen la recirculación, (alta cabeza o presión a la descarga) y la cavitación (baja cabeza o presión a
la descarga)
•
La frecuencia de paso de paletas o aspas de impulsores de bombas se produce si el claro interno no
está ajustado correctamente.
•
Los ventiladores pueden mostrar vibraciones a la frecuencia de paso de los álabes si hay problemas
aerodinámicos en el diseño del conducto, ventilador o del regulador de tiro.
Referencias
4.1. Taylor, James l., The Vibration Handbook, Vibration Consultants, Inc., Tampa, FL (1,994).
4.2. Shigley, Joseph E., Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill Book Co., NY (1,963).
4.3. Campbell, W.R., "Alternating Current Electric Motor Problems: Part 2. Electromagnetic Problems,"
Vibrations, 1 (3), p 12 (Dec 1985).
4.4. Baxter, Nelson L. Machinery Vibration Analysis III: Part 2, Vibration Institute, Willowbrook, IL
(1995).
4.41
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Vibraciones Básicas de Máquinas
CAPÍTULO V
EVALUACIÓN DE LA CONDICIÓN DE LA MÁQUINA
Las amplitudes determinan la condici ón de una máquina.
Los transductores y circuitos electrónicos actualmente empleados en sistemas de monitoreo, proveen
datos que se evalúan en base a los criterios límites para evaluar la condición de una máquina. Los
sistemas de monitoreo computarizados y los colectores de datos electrónicos pueden evaluar los datos en
base a los niveles globales de medición. Los valores globales de medición típicamente son evaluados en
términos de límites, tales como: pruebas de aceptación de equipos nuevos y reparados, límites normales,
de vigilancia y de disparo. Estos niveles se comparan durante algún tiempo con el fin de establecer la
tendencia. Los niveles de las medidas se pueden expresar como pico o como vibración global pico-pico,
posición del rotor, pico de alguna componente de vibración y vibración global expresada como la raíz
cuadrática media (rms) en un ancho de banda determinada. La medida empleada deberá estar basada en
la sensibilidad de la
máquina, esto es, el mayor
cambio en la magnitud de
una medida tal como la
velocidad, debe obtenerse
para un cambio conocido en
la condición de la máquina1.
La medida de velocidad se
usa comúnmente
para
medir la vibración de los
pedestales de los cojinetes
porque
contiene
desplazamiento
tanto
como
frecuencia y es por lo tanto,
Figura 5.1. Geometría de un Cojinete de Fricción por Película de Aceite.
una
medida
de
fatiga.
Además, la velocidad es la
medida dominante en el rango de frecuencia de 10 a 1,000 Hz rango en el cual ocurre la mayor parte de
las vibraciones de las máquinas. El desplazamiento es una buena medida para máquinas equipadas con
1
Nota del traductor: Nota del traductor: Este párrafo se refiere a que debe emplearse la medida que refleje el mayor
cambio de magnitud a un cambio correspondiente a la condición de la máquina, por ejemplo, emplearemos
desplazamiento en lugar de aceleración para detectar cambios en la condición de balance de una máquina y
aceleración para observar cambios en componentes de alta frecuencia tales como la frecuencia de engranaje.
5.1
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Vibraciones Básicas de Máquinas
cojinetes de película de aceite ya que permite determinar directamente la cantidad de claro del cojinete
que está ocupado por la vibración.
Los espectros de vibración se emplean cuando se requiere detalle principalmente para la vigilancia.
Cada línea de un espectro se compara ya sea por computadora o manualmente contra un estándar o datos
base. Los sistemas de monitoreo automático pueden comparar las formas de los espectros punto a punto y
las medidas globales contra espectros base o estándares.
Una o más medidas de vibración (desplazamiento relativo, velocidad o aceleración) se monitorean
dependiendo del diseño de la máquina. Los factores de diseño y las características de operación que
influyen en la condición de una máquina incluyen la velocidad y la resistencia a la fatiga de un rotor. Las
características de los cojinetes tales como el claro son también importantes (figura 5.1) La relación de
excentricidad determina en dónde opera el muñón dentro del cojinete (la razón de excentricidad es la
relación de la excentricidad -distancia entre el centro del muñón y el centro del cojinete- con el claro
radial (ver figura 5.1)) Las cargas sobre la máquina también deben considerarse. La diversidad de diseños
de máquinas, instalación y condiciones de operación han hecho imposible el desarrollo de estándares
absolutos, guías y patrones que pueden emplearse en conjunto con los sistemas de monitoreo para
proteger a las máquinas. Por lo tanto, aunque los sistemas que monitorean la condición de las máquinas
pueden adquirir datos rápidamente, estos datos tienen valor para la comparación y la interpretación
solamente si se han desarrollado criterios y límites para una clase de máquinas o una máquina individual
durante su operación. No obstante, existen lineamientos generales que pueden ser empleados para
desarrollar y establecer los criterios y límites adecuados [5.1] Este capítulo trata sobre los lineamientos y
las técnicas ahora disponibles para el establecimiento de criterios y límites de vibración para máquinas
específicas.
Los lineamientos para determinar niveles de vibración aceptables, se basan en mediciones de
vibración del eje o de la carcasa. La vibración del eje se emplea para evaluar la condición de la máquina
cuando existen movimientos relativos grandes entre el eje y el cojinete y una relación alta del peso de la
carcasa a peso del rotor2. Se incluyen las máquinas con cojinetes de película de aceite excepto bombas
centrífugas y algunos generadores. La vibración medida sobre la carcasas o sobre la tapa de cojinete se
emplea en los programas establecidos para monitorear la condición de máquinas con rodamientos
rígidos. Tanto los cojinetes de elementos rodantes como los de película de aceite pueden ser rígidos, sin
embargo su flexibilidad con respecto al resto del sistema es importante.
2
Nota del traductor: Ejemplos típicos son turbinas de vapor y compresores con carcasas masivas.
5.2
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Vibración en ejes. La vibración en ejes se mide con sensores de proximidad en o tan cerca como sea
posible a los cojinetes. Estas medidas son útiles si el movimiento relativo cuenta con la sensibilidad
adecua. Una máquina con un cojinete rígido no es suficientemente sensible.
Si se emplean dos sensores en un cojinete, la órbita del eje así como la posición del mismo dentro del
cojinete, puede obtenerse mientras la máquina está en operación. Las medidas con sensores de
proximidad permiten establecer el punto de equilibrio del eje. La señal dinámica proporciona la posición
instantánea. De esta información es posible obtener una evaluación precisa de la condición del cojinete.
La figura 5.2 muestra los lineamientos para evaluar la vibración del eje cuando se emplean sensores de
desplazamiento relativo. Se proporcionan límites para operación de normal, de vigilancia o alarma y
peligro o paro. Adicionalmente, la evaluación
de la condición de las máquinas basada en el
desplazamiento del eje se ha publicado por la Organización Internacional de Normas (ISO) [5.3]
Figura 5.2. Diagrama de Dresser- Clark para medidas de turbomaquinaria en eje
empleando sensores de proximidad [5.2].
Vibración en Cojinetes
Un método ampliamente empleado para evaluar la vibración de un eje en un cojinete de película de aceite,
es la comparación de la vibración relativa del rotor contra el claro del cojinete. En la tabla 5.1 se relaciona
el claro del cojinete, la velocidad del rotor y la vibración relativa, con acciones acciones de
mantenimiento recomendadas. En la tabla 5.1. se muestra la relación R/C de la vibración relativa medida
5.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Ejemplo 5.1: Determinación de la condición y de la acción de mantenimiento (tabla 5.1)
Determine la condición y el mantenimiento requerido de acuerdo a la Tabla 5.1, a partir de los datos del
motor mostrado en la figura 4.8. La velocidad es cerca a 3,600 RPM y el claro diametral es de 225 µm. El
desplazamiento máximo es 110 µm pico a pico. Por lo tanto:
R/C = 110 µm pico a pico / 225 µm pico a pico = 0.49
Esta unidad está en una condición marginal debido a un excesivo desbalance de masa. Está operando
cerca del nivel de disparo (paro inmediato) y convenientemente debe ser balanceado en el siguiente paro
programado. Dependiendo de la fecha de la instalación del cojinete, la inspección del mismo durante el
paro programado sería prudente.
Vibración en Carcasa
En algunas máquinas se transmiten grandes fuerzas vibratorias de los cojinetes a la carcasa. Las
mediciones de vibración deben realizarse sobre la tapa del cojinete o en un punto de la carcasa, lo más próximo
al cojinete como sea posible. Deben emplearse transductores de velocidad o aceleración para medir la
vibración. El tipo de mediciones que se realicen dependen del diseño y de las condiciones de operación de la
máquina. La base teórica que relaciona los límites de severidad de vibración entre el eje y la carcasa se han
investigado[5.4]
La mayoría de las tablas y gráficas disponibles para evaluar los límites de vibración sobre tapa de cojinetes
[5.5] son aplicables a máquinas de propósito general. Los límites están basados en la vibración pico o rms global
y se desarrollaron para la componente a la velocidad de giro.
Un gráfica de Blake modificada se muestra en la figura 5.4 y está relacionada con la vibración global pico
ajustada con un factor de servicio para obtener desplazamiento efectivo, velocidad o aceleración. La vibración
pico sobre la tapa del cojinete debe ser medida utilizando la forma de onda o un circuito de detección de pico.
Notemos que los ejes horizontal y vertical de la gráfica son logarítmicos. Se emplean para comprimir las escalas
de tal forma que el rango entero de datos pueda aplicarse a una gráfica única. En este caso, los datos desde 0.25
a 250 mm/s (0.01 a 10 ips) pueden evaluarse con un rango dinámico adecuado. La velocidad y tipo de la
máquina tienen que observarse. El nivel de vibración se aplica a la figura 5.4 a la velocidad apropiada para
obtener la condición de la máquina. Por ejemplo, un turbogenerador con una vibración medida de 3.75 mm/seg
(.15 ips) cae dentro de la región "alguna falla" de la gráfica (figura 5.4) Las acciones de mantenimiento
recomendadas en la tabla 5.2 para valores de velocidad pico o rms, están basados en una gran cantidad de datos
colectados en campo. La figura 5.5 contiene datos que se tomaron de una bomba centrífuga de un solo paso
operando a 1,770 rpm. La vibración pico medida es de 44 mm/s (1.7 ips), como de observa en la forma de onda
de la figura 5.5.
5.5
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*
Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 5.2 Lineamientos de Vibración para la Evaluación de la Condición.*
Condición
Límites (mm/s)
Velocidad rms Velocidad pico
Aceptación de equipos nuevos o reparados
<2
<4
Operación normal sin restricciones
< 0.3
<0.6
Alarma o vigilancia
3-7
6 - 17
No aceptable para operar
>7
> 17
Estos valores deben ser ajustados para reflejar la condición de la máquina. Los factores de
servicio pueden ser necesarios para algunos equipos especiales dependiendo del diseño, velocidad, y/o
proceso.
5.6
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Vibraciones Básicas de Máquinas
FRECUENCIA FUNDAMENTAL Hz o cps
AA
PELIGRO
A
B
C
D
FALLA
AGUDA
ALGUNA
FALLA
FALLA MENOR
SIN FALLA
NOTA: LOS ESTÁNDARES
DADOS PRETENDEN SER UN
AUXILIAR PARA TOMAR UNA
DECISIÓN CORRECTA. SIN
EMBARGO, NO REEMPLAZA EL
BUEN JUICIO: EMPLEARLOS
CON CUIDADO
TIPO DE
MÁQUINA
FACTOR DE
SERVICIO
Motor electrico bombao ventilador de un paso
Maquinaria típica no-crítica
1
1
Turbogenerador, compresor
centrífugo, bomba multi etapas
2
Maquinaria típica crítica
2
Figura 5.4. Gráfica de Blake modificada: límites de vibración para mediciones tomadas en tapas de
cojinetes [5.5]
5.7
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Los criterios y los límites para los niveles de vibración medidos en la carcasa aún no se han formalizado para
máquinas específicas. Los lineamientos globales que utilizan un factor de servicio se han establecido para evaluar
las fallas a una vez por revolución [5.5], se basan en las mediciones sobre la carcasa expresadas en velocidad
pico, y se han adecuado al comparar los datos medidos en máquinas específicas con problemas conocidos a los
niveles dados en los criterios. En medidas subsecuentes la vibración efectiva evaluada por medio de los
lineamientos se obtiene multiplicando la vibración medida por el factor de servicio. Por ejemplo, si 7.5 mm/s (0.3
ips) se encontró satisfactorio para un soplador rotatorio, un factor de servicio de 5 / 7.5 = 0.667 se establecería
para la gráfica de Blake. Los factores de servicio no pueden establecerse a partir de una medición: Se requiere
una muestra estadística de la relación entre la condición de la máquina y la vibración medida.
Los niveles de aceptación mostrados en la tabla 5.3 [5.6] incluyen una gran variedad de equipos y se aplican a
equipos nuevos y reparados. Los datos fueron desarrollados a partir de la experiencia con la vibración sobre tapas de
cojinetes medida como velocidad de vibración rms [5.6., 5.7].
Figura 5.5. Vibración de bomba centrífuga
5.8
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Los límites están basados en el tamaño de la máquina. Si el colector de datos provee información rms o pico
derivado (1.414 x rms), se debe emplear la gráfica ISO [5.6] o la tabla 5.2 para la evaluación.
Ejemplo 5.2: Determinación de la condición y acción de mantenimiento (tabla 5.2)
Determinar la condición y la acción de mantenimiento requerida de acuerdo a los datos
registrados sobre una bomba de lubricación mostrada figura 4.14. La bomba opera a 3,488
rpm y tiene un valor rms de 3.08 mm/s (0.12 ips) Por lo tanto, el nivel debe compararse
contra una gráfica expresada en valores rms (tabla 5.2) De acuerdo a esta tabla, la unidad
se encuentra en la zona de vigilancia y debe ser monitoreada para detectar cambios en los
niveles de vibración.
Resumen:
rms
rangosde
de
severidad
vibración
m m/s
0.028
0.045
0.071
1.12
1.8
2.8
4.5
7.1
11.2
18.0
28.0
45.0
Severidad de vibración para diferentes
clases de máquinas
Cl as e I
Cl as e II
Cl as e III
Cl as e IV
A
En general, la severidad de
condición de las máquinas se evalúa
usando la amplitud de vibración.
•
Como resultado de una variación en
el diseño y señales de baja intensidad,
los rodamientos antifricción y los
engranes, requieren de una evaluación
de amplitudes y frecuencias.
•
A
B
A
B
C
A
B
C
D
B
C
D
Las medidas principales para la
vibración registrada en tapas de
C
•
D
cojinetes (carcasa) son: velocidad y
aceleración pico o rms.
D
* Las letras A, B,C, y D representan grados de calidad de vibración de
máquinas, en un rango BUENO (A) a NO-ACEPTABLE (D)
Clase I: Componentes individuales, íntegramente conectados a la
máquina en condiciones de operación normal (i.e., motores
eléctricos hasta 15 kW, 20 HP)
Clase II: Máquinas medianas (i.e. motores eléctricos de 15- a 75kW y máquinas de 300-kW montadas en bases especiales)
Clase III: Grandes máquinas motrices montadas sobre bases rígidas
y pesadas.
Clase IV: Grandes máquinas motrices montadas en estructuras
relativamente flexible y ligeras.
Todas las medidas de vibración en
tapa de cojinete deben estar indicadas
en valores rms o pico y no deben
mezclarse.
•
La severidad de vibración de ejes
se evalúa empleando sensores de
desplazamiento
relativo
(desplazamiento pico a pico), claro
diametral velocidad del eje.
•
La vibración del eje es la medida
preferida para evaluar máquinas que
tienen una elevada relación de peso de
carcasa a rotor. Al medir sobre
carcasa debe usarse un valor significativo de factor de servicio ( 3 - 5)
•
Tabla 5.3. ISO 2372 1974 [5.6]
5.9
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Referencias
5. 1. Maedel, P.H., Jr., "Vibration Standards and Test Codes," Shock and Vibratíon Handbook, 4th
edition, C.M. Harris, ed, McGraw-Hill, NY (1996)
5.2. Jackson, C., The Practical Vibration Primer, Gulf Publishing, p 46 (1979) (out of print)
5.3. ISO 7919, 1986, "Mechanical Vibrations of Non-Reciprocating Machines – Measurements on
Rotating Shafts and Evaluation," International Standards Organization Geneva, Switzerland*.
5.4. Maxwell, A.S., "Some Considerations in Adopting Machinery Vibration Standards," Proceedings ,
Machinery Vibration Monitoring and Analysis Meeting, Vibration Institute, Willowbrook, IL, pp 97107 (1982)
5.5. Blake, M. and Mitchell, W., Vibration and Acoustic Measurement Handbook, Sparten Books, NY
(1972) (out of print)
5.6. ISO 2372-,--1974. "Mechanical Vibration of Machines -with Operating Speeds from 10 to 200 RPM
- Basis for Specifying Evaluation Standards," International Standards Organization, Geneva,
Switzerland*.
5.7. ANSI S2.41, 1985 (R 1990), "Mechanical Vibration of Large Rotating Machines with Speed Rangefrom 10 to 200 Rev/s - Measurement and Evaluation of Vibration Severity in Situ" American
National Standards Institute, NY**
*
ISO-Standards can be obtained from the Director of Publications, American National Standards
institute, NY, NY 10005-3993.
**
ANSI Standards can be obtained from the Acoustical Society of America, Standards and Publications
Fulfillment Center, P.O. Box 1020, Sewickley, PA 15143-9998.
5.10
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CAPÍTULO VI
PRUEBAS EN MÁQUINAS
Una prueba vale un ciento de análisis hechos en papel
Las pruebas en máquinas aparte del monitoreo periódico, se realizan para recabar información acerca
del diseño o condición de una máquina. Una máquina se prueba por varias razones:
aceptación,
establecimiento de línea base para el monitoreo periódico, verificación del diseño (amortiguamiento y
frecuencias naturales), diagnóstico de falla, evaluación de la condición y balanceo.
Programación de pruebas
Es un error generar un programa de pruebas en sitio en función de lo que se vaya requiriendo. Es
necesario prever las metas de una prueba y las especificaciones relacionadas con ésta de tal forma que
no se pierdan datos importantes. El programa o plan de pruebas debe incluir una descripción de la
máquina, el tipo de pruebas y los datos que se van a adquirir, cargas, velocidades, configuración de la
máquina y condiciones de proceso. El plan de adquisición de datos mostrado en la tabla 6.1, se diseñó
para el análisis de falla y condición de una unidad compuesta por una turbina, reductor y generador
(figura 6.1) empleando mediciones en la carcasa y eje con una carga de 8 MW.
Tabla 6.1. Plan de adquisición datos para un turbogenerador.
Generador
REGISTRO
UNIDADES
DE MEDIDA
NO.
*
**
°
□
Velocidad 1800 rpm
Carga __8__ MW
CANAL DE GRABAR
PROPÓSITO
1
2
3
4
5
6
7
8
1
Velocidad
(mm/s)
1X
1Y
1Z
2X
2Y
2Z
1T*
7T**
Análisis básico de la
turbina
2
Velocidad o
aceleración
3R
3A°
5R
5A°
6R
6ª
1T
7T
Análisis básico de la caja
de engranes
3
Velocidad
7X
7Y
7Z
8X
8Y
8Z
1T
7T
Análisis básico del
generador
4
Desplazamiento
(µm P-P)
1V
1H
2V
2H
EMPUJE
A
EMPUJE
B
1T
7T
Vibraciones del eje de la
turbina
5
Desplazamiento
(µm P-P)
7V
7H
8V
8H
3V
3H
1T
7T
Análisis de ejes de
generador y caja
6
Desplazamiento
6V
6H
4A°
4R
□
3A°
5A°
1T
7T
Análisis del eje/carcasa de
7
(µm P-P)
Velocidad
1Y
2Y
3R
6R
7Y
8Y
1T
7T
caja de engranes
Sensibilidad cruzada
8
Velocidad
1X
2X
3A
6A
7X
8X
1T
7T
Sensibilidad cruzada
9
Velocidad
3Z
4Z
5Z
6Z
2Z
7Z
1T
7T
Análisis de fase de 1X
Disparo a 1X proveniente de sensor óptico o de desplazamiento observando eje de la turbina
Disparo a 1X proveniente de sensor óptico o de desplazamiento observando eje del generador
Aceleración, m/s2
Velocidad, mm/s
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Se emplea una grabadora digital de ocho canales en varias localidades sobre las tres máquinas. Estos
datos se adquieren para realizar análisis de: forma de onda, espectros, fase, órbitas, forma de onda
sincronizada y análisis cruzado (dos canales) El registro número 1, involucra grabar datos en los
sentidos horizontal, vertical y axial, sobre la turbina, lado gobernador y lado cople. Los disparadores o
pulsos tacométricos se generan tanto en el eje de la turbina como en el del generador, con el fin de
permitir el filtrado a la velocidad de operación respectiva (1X), el promediado síncrono en el tiempo y
análisis de fase axial a 1X. El registro número 2, proporciona datos para el análisis de la caja de
engranes (reductor), incluyendo velocidad para medir la vibración a la velocidad de operación y
aceleración para medir la vibración generada por la frecuencia de engranaje (3,240 Hz) El registro
número 3, provee datos básicos de vibración para el análisis de la carcasa del generador. Los registros
4 y 5 tienen que ver con la adquisición de vibraciones de los ejes de la turbina, generador y reductor
para efectuar un análisis de órbitas. El registro 6 concierne a la carcasa y el eje de la caja de engranes.
Los registros 7 y 8 se obtienen para realizar un análisis de sensibilidad cruzada con dos canales. El
registro número 9 proporciona datos para el análisis de fase a la velocidad de operación de las tres
máquinas.
Figura 6.1. Localización de los puntos de medición.
Si los datos se registran empleando una grabadora, pueden realizarse varios tipos de análisis
diferentes sin que la máquina esté fuera de servicio por largo tiempo. Si los niveles de vibración son
sensibles a la velocidad o a la carga, deberán registrarse conjuntos de datos adicionales de acuerdo a lo
dictado por el plan o programa de pruebas.
6.2
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Un colector de datos puede ser usado para adquirir los datos, sin embargo, la adquisición de datos
en el campo será más extensa y llevará más tiempo. Los anchos de banda de frecuencias, ventanas y
número de líneas, deben seleccionarse antes de la adquisición de los datos. No es posible reprocesar los
datos después de que hayan sido adquiridos con un colector de datos. Por lo tanto, es recomendable que
el programa de adquisición de datos se descargue como una ruta en el colector de datos. Para tomar
datos en el campo de: órbitas, promediado síncrono en el tiempo y análisis cruzado de canales, deberá
emplearse un colector de dos canales. Estas consideraciones indican que debe elaborarse un plan muy
detallado al emplear un colector de datos; por ejemplo, el ancho de banda de frecuencias y la resolución
requerida deben determinarse antes de la adquisición.
En el monitoreo periódico, la ruta que se elaboró previamente, sirve como un plan de prueba.
La colección de los datos de base, requiere efectuar varias pruebas: impacto, arranque (aceleración)
y paro (desaceleración), con el fin de identificar frecuencias naturales, así como datos colectados
en forma rutinaria de los datos establecidos en la ruta nueva. El plan de adquisición de datos en
todos los casos requiere de una descripción completa del equipo y de la localización de los puntos
de medición (ver figura 6.1) Los criterios para establecer los anchos de banda requeridos para la
adquisición de datos pueden encontrarse en los capítulos I y II. La configuración de la máquina y
las condiciones del proceso son únicas para el equipo que bajo prueba.
El tipo de prueba de
diagnóstico empleado se relaciona con las metas del plan. Las pruebas a la velocidad de operación
se realizan para obtener datos para el análisis de falla y la evaluación de la condición. Las pruebas
de impacto, arranque y paro se utilizan para obtener frecuencias naturales y velocidades críticas.
Las pruebas de aceptación se realizan para determinar si el equipo nuevo o reparado cumple o no
con las especificaciones del cliente. Las pruebas para establecer la línea base o “firma espectral” se
utilizan para adquirir señales de vibración que son normales para la máquina. Las pruebas de
calibración se realizan para obtener información de la sensibilidad al desbalance y ángulos de
retraso en la máquina.
Selección del equipo de prueba
El equipo de prueba requerido para realizar los planes de adquisición de datos depende de las
metas del plan y del equipo disponible. Son importantes: la selección de los transductores,
grabadoras y analizador, por ejemplo, si están involucradas bajas frecuencias o altas temperaturas
se requiere transductores especiales. Si es necesario un seguimiento rápido durante una prueba de
aceleración o desaceleración, no sería adecuado un analizador FFT: deberá emplearse un filtro
seguidor. En muchas ocasiones un colector de datos se emplea para realizar las pruebas. Los
6.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
colectores de datos modernos pueden efectuar 95% del trabajo, incluyendo el almacenamiento de
datos.
Si se emplea un colector de datos para almacenar los mismo, éstos deben ser elaborados o extensos
debido a que el reprocesamiento no es posible. Por otro lado, los datos registrados por una grabadora
pueden procesarse para obtener la información óptima dentro del rango de frecuencias característico de
la grabadora.
Inspección del sitio
Independientemente del tipo de plan de adquisición de datos, la inspección y la evaluación del sitio son
importantes.
Debe conocerse el estado de la tornillería,
cimentación, “grouting”,
tuberías y
condiciones térmicas. Estos factores son los causantes de vibración excesiva en muchas ocasiones. Es
necesario eliminar las componentes de vibración cuando el equipo no está operando (vibración
ambiental), de las vibraciones cuando el equipo está en operación, obteniendo el datos promediados en
el tiempo.
Pruebas de aceptación
Las pruebas de aceptación están basadas en las especificaciones de compra que incluyen
procedimientos, puntos de medición, condiciones de proceso, medidas y su procesamiento y niveles
aceptables de vibración. Si no existen especificaciones, debe efectuarse una prueba de línea base (firma
espectral) y comparar los datos contra estándares de vibración generales. La prueba de línea base debe
reflejar las condiciones de operación de la máquina y su entorno lo mejor posible.
La especificación de compra debe incluir procedimientos de prueba así como niveles aceptables de
vibración, es decir, deberá ser similar a los estándares ISO. Por ejemplo, ISO 10816 [6.1] contiene
información acerca del montaje del equipo, las medidas a emplearse, la localización de los transductores
y niveles de aceptación. También está disponible un listado de números de código y estándares para
máquinas[6.2]
Pruebas de línea base o de referencia
Las pruebas de referencia se llevan a cabo antes y durante el programa de monitoreo. La prueba de
línea base o referencia se emplea para determinar la naturaleza y el nivel de las vibraciones normales de
una máquina. Es un hecho conocido que máquinas diferentes operan normalmente a niveles de
vibración diferentes y en muchos casos son mayores que los niveles de severidad general (ver Capítulo
V) Cuando los niveles vibración de línea base o de referencia cambian, puede determinarse la condición
y, en su caso, realizar las acciones de mantenimiento requeridas. Adicionalmente, si la vibración
inicialmente es alta como resultado de una instalación, por ejemplo: alineación, pie suave, distorsión o
6.4
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problemas de diseño, tales como resonancias o velocidades críticas debe planearse
una acción
correctiva. Los registros número 1 a 6 (ver tabla 6.1) son los que proporcionan un análisis de referencia
o de línea base.
Pruebas de Resonancia y de Velocidades Críticas
Las pruebas de resonancia y velocidades críticas, se llevan a cabo para obtener información acerca de las
características dinámicas de una máquina y de su soporte estructural y tuberías. La información sobre las
resonancias y velocidades críticas es útil para realizar diagnósticos de máquinas y cuando una máquina y sus
estructuras asociadas deben rediseñarse para superar los problemas crónicos.
Las resonancias y las velocidades críticas son frecuencias que están gobernadas por el diseño y la
condición de operación de la máquina. Una resonancia es una condición en la estructura o máquina en
donde la frecuencia de la fuerza vibratoria, tal como desbalance de masa es igual a una frecuencia
natural del sistema. Si la fuerza vibratoria está causada por una máquina rotatoria, la resonancia se
denomina velocidad crítica. La amplitud de vibración se amplifica a esa o cerca de esa velocidad. Las
técnicas de prueba para identificar frecuencias naturales en estructuras difieren de aquellas empleadas
en máquinas debido a que éstas generalmente cuentan con características dinámicas dependientes de la
velocidad. Las máquinas se prueban a velocidades críticas para obtener los mejores datos. Las
resonancias comúnmente se existan artificialmente con martillos y vibradores para obtener frecuencias
naturales de cimentaciones y bases, estructuras y tuberías.
Esta sección cubre
los conceptos básicos y la instrumentación empleada para determinar las
características dinámicas de máquinas y sus estructuras asociadas, cimentación y tuberías. Se describen
técnicas para la determinación de frecuencias naturales.
Frecuencias naturales y formas
modales. La frecuencia natural de una
máquina o estructura está gobernada por su
diseño.
Una
representada
máquina
por
medio
puede
de
ser
masas
conectados a resortes, como se muestra en
la figura 6.2. Cada sistema mecánico tiene
un número de frecuencias naturales que
pueden excitarse por impacto, fuerzas
aleatorias, o fuerzas vibratorias armónicas
de la misma frecuencia. En general, las
frecuencias naturales no son múltiplos de
Figura 6.2. Modelado de rotores y estructuras.
la primer frecuencia natural; Existen raras
6.5
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excepciones que involucran sistemas sencillos. Una frecuencia natural se hace importante en el
diagnóstico de máquinas cuando una fuerza de excitación ocurre a o cercana a la frecuencia natural.
Un estado de resonancia ocurre produciendo altos niveles de vibración.
Cerca de la resonancia o velocidades críticas, los niveles de vibración están gobernados por fuerzas
vibratorias y amortiguamiento que podrían ser normales, se amplifican al punto que la vibración excesiva
puede dañar estructuralmente a la máquina, particularmente a los cojinetes.
Las formas modales de un sistema están asociadas con frecuencias naturales. Una forma modal se
define como la forma de deflexión que
asume un sistema vibrando
a una
frecuencia natural. Una forma modal no
provee
información
acerca
del
movimiento absoluto del sistema (Las
fuerzas de amortiguamiento y vibración
deben
Figura 6.3. Dos formas modales de un rotor de turbina.
conocerse
movimientos
para
obtener
los
Más
bien,
absolutos)
consisten de deflexiones en puntos
seleccionados en el sistema que se determinan en relación a un punto fijo, normalmente el extremo de un
eje. La Figura 6.3 muestra dos formas modales para rotor de una turbina.
Excitación. Una máquina o estructura puede excitarse por una o más fuerzas vibratorias. La fuerza
puede tener una frecuencia constante única, como ocurre en el desbalance de masa. En máquinas de
combustión interna y compresores reciprocantes se presentan múltiples frecuencias. Una frecuencia
única variable es típica de un motor sincrónico durante su arranque. Un ejemplo de frecuencias
aleatorias es la cavitación en bombas. Las fuerzas vibratorias pueden ser causadas por varios factores
que incluyen diseño, instalación, manufactura y desgaste.
Diagramas de interferencia. Un diagrama de interferencia se emplea para ubicar resonancias y
velocidades críticas con respecto a la
velocidad de operación. El eje vertical (ver
figura
6.4)
normalmente
contiene
frecuencias naturales y frecuencias de
excitación. El eje horizontal es la
velocidad de operación de la máquina. El
punto de intersección de una o más
frecuencias de excitación y la frecuencia
natural es una velocidad crítica. La
Figura 6.4. Diagramas de Interferencia.
6.6
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magnitud de la amplitud de vibración en una velocidad crítica depende de la cantidad de fuerza y
amortiguamiento en el sistema. La figura 6.4 es un diagrama de interferencia para un rotor sujeto a
desbalance de masa. Se presenta una única frecuencia de excitación. Un diagrama de interferencia puede
generarse a partir de modelos de computadora o de datos de prueba. Los diagramas generados por
computadora normalmente se validan empleando datos de las pruebas.
Realización de una prueba de resonancia. Inicialmente hay que determinar los niveles de
vibración de varios puntos conocidos
Force
en una estructura durante la operación
F
(figura 6.5) Estos puntos proveen una
guía para las mediciones de impacto y
localidades de medición.
Preparar el colector de datos o
analizador para la adquisición de
S
e
n
s
o
r
e
s
datos y procesamiento. El disparo de
adquisición deberá ajustarse a cierto
nivel de vibración; los datos serán
adquiridos a partir del impacto. El
Figura 6.5. Sitios de impacto y pruebas de referencia.
ancho
de
banda
debe
ser
suficientemente amplio para observar
la frecuencia natural sospechada y, sin embargo, proveer la suficiente resolución para obtener
frecuencias naturales precisas. Emplee una ventana uniforme o rectangular. Si se emplea el
promediado (varios golpes), no golpee más rápido que el tiempo de adquisición para la FFT. Por
ejemplo, con una FMAX de 100 Hz y
400 líneas, el tiempo de adquisición
es 400/100, o 4 segundos. Solamente
un
impacto
deberá
realizarse
en
cuatro segundos. Los golpes dobles
durante la adquisición de los datos
resultan en espectros ruidosos.
Golpee la estructura con un trozo
de madera de 4x4”, marro o martillo
con cabeza blanda, en dirección del
modo deseado. Si el modo deseado no
se conoce, golpee la estructura en
varias direcciones. Las direcciones
Figura 6.6. Espectro de prueba de impacto.
6.7
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mostradas diagramáticamente en la figura 6.5 -vertical y horizontal- normalmente proporcionan datos
útiles. Mida y registre los niveles de vibración de cierto número de puntos de referencia en la
estructura (ver figura 6.5)
La amplitud de los picos en los espectros de vibración medidos en varios puntos
indican la
frecuencia natural de la estructura (figura 6.6) Algunas frecuencias naturales no se ven en todos los
puntos. Estos son puntos nodales. La figure 6.6 es el espectro de una prueba de impacto realizada sobre
el pedestal del cojinete de un ventilador en voladizo. La velocidad de operación del ventilador es
935rpm. La vibración excitada por desbalance de masa ocurre a 15.6 Hz, la cual está entre las
frecuencias naturales 14.6 y 16.4 Hz pero muy cercana a ambas frecuencias naturales. La regla de dedo
para separar entre frecuencia de excitación (desbalance de masa) y frecuencias naturales es 15% (2.34
Hz en este caso)
Para pruebas de resonancia, la estructura, la tubería y máquina deben estar tan cerca como sea
posible a su estado de operación. Partes de la máquina no se pueden retirar arbitrariamente y
probar. Por ejemplo, la frecuenci a natural de un engrane que no esté montado en su eje, es distinta
cuando lo está. Similarmente, las frecuencias naturales de una máquina montada en un taller o
laboratorio de pruebas, difieren de aquellas cuando la máquina está montada en su cimentación
normal.
Realización de una prueba de velocidad crítica. Seleccione uno o más sensores apropiados
para medir la vibración. Los sensores de proximidad miden el desplazamiento relativo del eje y son
los preferidos si están permanentemente instalados. De otra forma, monte transductores sísmicos,
ya sea transductores de velocidad o acelerómetros con integración, tan cerca del cojinete como sea
posible, en las direcciones horizontal y vertical. Para una señal de disparo permanente o temporal
emplee un sensor de proximidad o un detector de proximidad, adyacente a un cuñero u orificio en
el rotor. También puede emplearse un sensor óptico con cinta reflectante. Conecte los transductores
de vibración y la señal del pulso de disparo a un filtro seguidor, grabadora o colector de datos. Si
los transductores de vibración y la señal de disparo están instalados permanentemente, se puede
llevar a cabo una prueba de descenso de velocidad.
Si es posible, lleve la máquina
al 10% a 15% de sobrevelocidad:
entonces, corte la energía para
permitir que la máquina descienda
de velocidad desde una operación
normal con los datos de vibración y
pulso tacométrico grabándose. Si
los transductores, el disparador, o
Figura 6.7. Prueba de Parada de una Turbina a Vapor.
6.8
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curva suave durante una prueba de ascenso o descenso de velocidad, sin que existan huecos en la
información, el ancho de banda del analizador debe evaluarse cuidadosamente antes de colectar los datos. La
resolución se pierde si se selecciona un ancho de banda de rango amplio. Por otro lado, un ancho de banda
angosto puede impedir la observación de alguna velocidad crítica debido a que el tiempo de adquisición es
excesivo.
Consideremos, por ejemplo, un arranque con duración de 12 segundos para un motor de dos polos que
opera cerca de 3,600 rpm. Si el ancho de banda del analizador se fija en 6,000 cpm (100 Hz) y si se
requieren cuatro segundos para cada
muestra, se obtendrán solamente tres
puntos, lo cual es insuficiente para trazar
curva. Si
el
ancho
de banda se
incrementa a 400 Hz (24,000 cpm) y
disminuimos el número de líneas a 100,
se tomará una muestra cada 0.25
segundos (100/400 = 0.25) Un periodo
de 12 segundos entre 0.25 segundos por
muestra es igual a 48 muestras, o una
muestra cada 75 rpm. Sin embargo, la
resolución se reduce a incrementos de
24,000 cpm/100 líneas, o 240 rpm lo
cual nos arroja 3,600 rpm, o 15 datos
entre el rango de frecuencias entre 0 y
3,600
rpm.
Si
se
emplea
un
procesamiento traslapado del 80%, esto
es, solamente se adquiere 20% de datos
Figura 6.9. Diagrama Polar de Prueba de Arranque
Tomado en el Cojinete de un Generador.
nuevos, con una resolución de
200
líneas y un ancho de banda de 200 Hz
(12,000 cpm) el tiempo de adquisición resultante es de 0.2 segundos (200 líneas / 200 Hz x(1-0.8)= 0.2) El
número de puntos capturados ahora es de 60 con una separación de aproximadamente 60 rpm entre cada
uno. La gráfica resultante tendrá una resolución de 60 cpm la cual puede ser adecuada. Debemos tomar en
cuenta que la pequeña cantidad de datos capturados para el cálculo de cada espectro (en modo pico) puede
ser insuficiente. Bajo estas circunstancias, es preferible emplea r un filtro seguidor.
La figura 6.7 muestra datos de descenso de velocidad de una turbina de vapor capturados con un
analizador FFT. En este ejemplo, el descenso y arranque requirieron de un tiempo considerable de tal
6.10
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forma que el tiempo de adquisición de datos es irrelevante. El descenso en amplitud a prácticamente 0
manifestado a 2,400 rpm, revela que el rotor está flexionado.
Empleo de gráficas polares. La figure 6.9 es una gráfica polar generada por un filtro seguidor
síncrono de una prueba de arranque de un turbogenerador. La gráfica muestra amplitud y fase de la
vibración síncrona a varias velocidades. El filtro seguidor grafica la parte real (amplitud por el coseno
del ángulo de fase) y la parte imaginaria (amplitud por el seno del ángulo de fase) a varias velocidades.
El bucle pequeño de la figura 6.9 identifica la primer velocidad crítica del generador (1,000 rpm) El
bucle mayor corresponde a la segunda velocidad crítica 2,250 rpm.
En suma, un filtro seguidor es el mejor para efectuar pruebas de ascenso y descenso de velocidad
de corta duración. La vibración se muestra en el ancho de banda filtrado, el cual está gobernado por una
marca de referencia generada por un sensor de proximidad-cuñero o un sensor óptico-cinta reflectante.
Los niveles de vibración pico y los cambios de fase indican las velocidades críticas.
El analizador o colector de datos de un solo canal puede emplearse para realizar pruebas de impacto
ya sea en el dominio del tiempo o frecuencia. El disparo puede ser libre o provenir de un martillo
instrumentado. Los picos de vibración indican resonancia. Durante las pruebas de impacto debe
emplearse una ventana uniforme o rectangular (no ventana) Algunos analizadores cuentan con ventanas
especiales para realizar pruebas de impacto.
Pruebas de falla, condición y balance
Las pruebas de análisis de falla y de evaluación de condición, se cubren en el Capítulo IV y Capítulo V
respectivamente. El balanceo se cubre en el Capítulo VIII.
Especificaciones
El propósito de preparar una especificación para equipos nuevos o reparados es para procurar equipos y
servicios de calidad, evitar
malentendidos, resolver diferencias de opinión antes de la compra y
establecer una metodología sin controversias para la pruebas del equipo. La idea es que todos los que
participan en el proceso de adquisición deben entender y estar de acuerdo sobre las reglas de evaluación.
Los niveles de vibración aceptables especificados deberían ser realistas para el tipo y servicio de la
máquina que esta siendo adquirida. Un nivel de vibración 1.25 mm/s rms no se especificaría para una
máquina reciprocante a menos que tuviese un montaje aislante especial.
Es preferible usar los estándares
API [6.31] o ISO [6.1] como lineamientos para preparar
especificaciones. La medida especificada, debe ser única y definida con precisión. La velocidad de
vibración debería especificarse claramente en unidades de mm/s: pico global, pico derivado (1.414
x valor rms global), pico de componente, o valor rms global de cierto ancho de banda medido. Los
6.11
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Vibraciones Básicas de Máquinas
niveles pueden variar tanto como tres o cuatro a uno, dependiendo del método empleado para el
procesamiento. Sin duda, malentendidos generados por el ajuste del instrumento pueden ocurrir a
menos que el método de procesamiento de la señal y despliegue esté claramente indicado.
Medio ambiente y montaje
La resonancia que ocurre en montajes es muchas veces causa de vibración excesiva, especialemente en
bombas verticales. Cuando la frecuencia natural de un sistema mecánico es igual a o cercana a la
velocidad de operación de la bomba o dos veces la velocidad de operación, se presenta la resonancia y
por lo tanto, amplificación de la vibración. La resonancia amplifica la vibración como resultado de
desbalance de masa y fuerzas hidráulicas que podrían ocurrir normalmente. El diseño cuidadoso y las
pruebas efectuadas por el fabricante de la bomba resultan en frecuencias naturales del eje-impulsor y
bomba-motor ubicados fuera del rango de operación. Desgraciadamente, el fabricante generalmente no
tiene control sobre los arreglos de montaje y tuberías y no puede ser responsable de
frecuencias
naturales del sistema entero. Es la responsabilidad del cliente, asegurar que el ingeniero-arquitecto
entienda la resonancia y sus consecuencias. Deben emplearse suficientes abrazaderas y soportes en la
tubería para asegurar que una frecuencia natural superior a las especificadas para la bomba.
Presentación de Datos
La forma en como se presentan los datos determinará si
adecuadamente, serán útiles
para llevar a cabo análisis de
datos de buena calidad, procesados
falla, evaluación de
condición y
establecimiento de líneas base (firmas espectrales) Los datos para pruebas de aceptación se
muestran generalmente en una forma simple que involucra niveles globales simples. Los datos
espectrales adecuadamente presentados cuentan con el rango dinámico y resolución suficientes para
discernir frecuencias y amplitudes importantes. La forma de onda deberá presentarse de tal forma
que los datos puedan relacionarse con las características físicas de la máquina.
Detalles de las variaciones en la forma de onda deben poder observarse, de otra forma, las
tendencias en la amplitud a largo plazo pueden requerirse, así como múltiplos procesos en la FFT.
El tiempo requerido para capturar una forma de onda es igual al tiempo de adquisición del
analizador, esto es, número de líneas dividido entre el ancho de banda. Las órbitas no deben
filtrarse a la velocidad de operación si se requiere un diagnóstico. El filtrado de alta frecuencia
puede requerirse para eliminar ruido. Sin embargo, este proceso puede introducir errores en
amplitud y fase. La fase de la vibración a la velocidad de operación a una referencia en el eje es
una valiosa pieza de información para análisis. La figura 6.10 es un espectro y forma de onda para
un motor eléctrico. Los datos muestran
tendencias de largo plazo en la forma de onda. Sin
embargo, la resolución en el espectro no es insuficiente para separar el pico a dos veces la
velocidad de operación (rpm) y el pico a dos veces la frecuencia de línea (120 Hz) La variación de
6.12
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Vibraciones Básicas de Máquinas
la amplitud en la forma de onda conduce al analista a concluir que las componentes en las celdas a
Figura 6.10. Espectro y forma de onda de un motor eléctrico.
Figura 6.11. Bandas laterales alrededor de la componente
de 60 Hz.
60 Hz y 120 Hz están variando en amplitud, o existen componentes múltiples de frecuencia. Las
figuras 6.11 y 6.12 muestran bandas laterales
alrededor de la componente de 60 y 120 Hz
respectivamente.
6.13
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128/163
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 6.12. Bandas laterales alrededor de la componente de 120 Hz.
La figura 6.13 contiene datos de un motor de ventilador en donde la forma de onda y el espectro se
procesaron en forma separada para obtener resolución y forma en ambas gráficas. La figura 6.14 muestra el
espectro de un generador desplegado en términos de órdenes. Este despliegue tiene ventaja en una máquina
de velocidad variable debido a que
las componentes espectrales relacionadas con la componente
fundamental no se diseminan a celdas o líneas laterales.
En conclusión, los datos deben presentarse de tal forma que las frecuencias y amplitudes puedan
determinarse con precisión. Adicionalmente, debe ser posible relacionar la forma de onda a las
características físicas de la máquina.
Reportes o formatos de reportes
Los reportes deben escribirse para cada actividad: listado líneas base, pruebas de aceptación o análisis
profundo que incluye pruebas operacionales, pruebas de resonancia y velocidades críticas y, pruebas del
entorno. Los reportes deben estar bien organizados, concisos pero completos y presentarse de acuerdo al
siguiente formato: Resumen o sumario; Introducción; Discusión técnica; Conclusiones y
Recomendaciones y el Apéndice o Anexo (datos técnicos)
El resumen o sumario debe contener una descripción del equipo bajo prueba, síntomas del problema, los
hallazgos principales y, conclusiones y recomendaciones. Debe ser conciso pero descriptivo, de tal forma
que la administración pueda tomar decisiones sobre la situación sin leer el reporte entero; La introducción
6.14
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129/163
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Vibraciones Básicas de Máquinas
deberá describir el equipos bajo prueba, el propósito de la prueba, forma de llevar a cabo la prueba y los
equipos y métodos técnicos empleados.
Los detalles técnicos que soportan las conclusiones y recomendaciones se presentan en la discusión
técnica, así como los datos que soportan tales conclusiones y recomendaciones. Todos los datos deberán
ser incluidos en el apéndice o anexo, pero solamente información específica tal como la descripción de
los puntos de medición, los reportes de las últimas mediciones, las gráficas de tendencia y los datos
espectrales de excepciones y alarmas deberán ser incluidos en el reporte rutinario de monitoreo
periódico. Un reporte de análisis a fondo, deberá incluir formas de onda, espectros, órbitas y datos de
pruebas de impacto o descensos de velocidad. Los reportes de pruebas para establecer líneas base, deben
proveer una imagen completa de la condición del equipo o de las fallas presentes. Las pruebas para
establecer líneas base contienen los niveles vibratorios normales de acuerdo con el mejor criterio del
analista y los valores sugeridos para establecer alarmas.
El reporte de prueba de aceptación debe estar ligado a las especificaciones o la operación deseada
por el usuario. Puede ser necesario llevar a cabo análisis completo de la máquina durante las pruebas de
aceptación. Los reportes generados después del balanceo deben mostrar los niveles de vibración y los
pesos de prueba colocados a lo largo del balanceo. Después que la unidad ha sido balanceada, las
lecturas finales deberán registrarse así como la sensibilidad al balanceo y el ángulo de retraso.
Las conclusiones y recomendaciones son necesarias para todos los hallazgos principales de la
prueba o análisis. Deben ser concisos pero inclusivos.
Figura 6.13. Datos de un motor de ventilador.
6.15
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 6.14. Espectro de un generador en términos de órdenes.
Resumen de Pruebas de Máquinas
•
•
•
•
•
•
•
Un plan de prueba debe generarse antes de adquirir datos de una máquina. Estas pruebas incluyen:
pruebas de aceptación, establecimiento de líneas base (firmas espectrales), análisis de falla,
evaluación de condición, diseño y balanceo.
El plan de prueba debe contener una descripción de la máquina, las pruebas a realizarse, los datos a
adquirirse, cargas, velocidades, configuración de la máquina y condiciones de proceso.
El plan de adquisición de datos debe proveer; detalles
localización, medidas y condición de procesos.
acerca de los sensores incluyendo
Si los datos se procesan en sitio, los ajustes del analizador deben suministrarse, incluyendo rangos
de frecuencia, líneas de resolución, rango, ventanas y tiempo de adquisición. En ocasiones se
requiere efectuar múltiples adquisiciones de datos para obtener rangos y resolución adecuados.
La inspección del sitio debe proveer detalles acerca de las vibraciones externas que afecten al
equipo y tipo de montaje de la máquina.
Las pruebas de aceptación deben estar listadas en detalle en la especificación de compra de una
máquina nueva o reparada. Se incluyen los procedimientos, localización de las medidas, la
condiciones de los proceso, medidas y cómo son procesadas así niveles de vibración aceptables.
Las pruebas de línea base (firma espectral) se llevan a cabo para establecer los niveles de normales
de vibración cuando la máquina se encuentra operando en buenas condiciones.
6.16
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131/163
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•
•
•
•
Vibraciones Básicas de Máquinas
Las especificaciones deben emplearse para asegurar buena calidad en el suministro o adquisición
del equipo.
Hay que ser realistas acerca de los niveles de aceptación y la localización de velocidades críticas.
El entorno y procedimientos de
satisfactoriamente.
montaje adecuados, aseguran que el
equipo
opere
La presentación y reportes de los datos proveen análisis de calidad para datos de calidad.
Referencias
6.1. ISO 2372, 1974, "Mechanical Vibrations of Machines with Operating Speeds from 10 to
200 RPS — Basis for Specifying Evaluation Standards," International Standards Organization,
Geneva, Switzerland (1974). *
6.2. Maedel, P. H. Jr., "Vibration Standards and Test Codes," Shock and Vibration Handbook, 4th
Edition, C.M. Harris, Editor, McGraw-Hill, NY (1996).
6.3. American Petroleum Institute Procurement Standards, API, Washington, D.C.
*
ISO Standards can be obtained from the director of Publications, American National Standards
lnstitute, NY, NY 10005-3993.
6.17
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Vibraciones Básicas de Máquinas
CAPÍTULO VII
MONITOREO PERIODICO
El monitoreo redituable significa mayores ganancias, reconocimiento
y una mejor calidad de vida.
Desde que el monitoreo periódico de vibraciones de máquinas se inició en los años setentas, se ha
convertido en el principal componente de los programas de mantenimiento predictivo en muchas
industrias. La aparición del colector electrónico de datos ha hecho redituable la colección rutinaria de
datos, el análisis de tendencias y análisis de datos. Un individuo puede monitorear efectivamente los
miles de puntos de datos relacionados con la condición de muchas máquinas. Por otro lado, el monitoreo
continuo provee protección y la capacidad para evaluar equipos críticos [7.1] El análisis de aceite, la
termografía y el monitoreo de corriente eléctrica se usan en conjunto con el análisis de vibraciones en
programas de mantenimiento predictivo no invasivos. Este capítulo sobre el monitoreo periódico incluye
información acerca del desarrollo del programa, que incluye categorización y el listado de máquinas,
determinación de rutas; puntos de medición y espectros base, frecuencia de colección de datos, análisis
de tendencias, alarmas, acciones recomendadas de mantenimiento y reportes.
Las máquinas se seleccionan para el monitoreo y las prioridades de éste se establecen antes de
realizar planes detallados. Los datos de base se usan para definir las condiciones normales de operación
de una máquina y para establecer los datos requeridos para un monitoreo efectivo. La meta de cualquier
programa de monitoreo es seleccionar las medidas que proporcionen la mayor sensibilidad a cualquier
cambio en la condición de la máquina y que a la vez no son muy complejas y no requieran de un
procesamiento de datos extenso. Debe escogerse un procedimiento para cada máquina, cuando se inicia
un programa y se modifica luego de obtener información nueva. El arreglo de monitoreo predefinido
generalmente es obtener, cada tres meses, niveles de vibración global en dos puntos -radial y axial- en
cada cojinete. Sin embargo, al iniciar un programa nuevo, frecuentemente se toman datos en la
direcciones horizontal, vertical y axial cada mes. En la mayoría de los casos, después de haber colectado
datos por algún tiempo, el número de puntos de registro puede reducirse, pero más de un tipo de datos
pueden requerirse con mayor frecuencia. Adicionalmente, la sofisticación de la medida puede
incrementarse de solamente tomar valores globales
pico o rms, a un procesamiento de bandas
seleccionada, evaluación espectral o demodulación. Tales decisiones están basadas en la experiencia
ganada a medida que el programa avance. La justificación del costo y el desempeño
son muy
importantes, de otra forma, la administración puede perder interés, reducir el presupuesto o eliminar el
programa.
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Listado y categorización
El listado de las máquinas de una planta es el primer paso en un programa de monitoreo. Las máquinas deben
ser categorizadas de acuerdo a una jerarquía basada en la criticidad de la máquina para la operación de la
planta. La tabla 7.1 muestra un método de categorización desarrollado por la industria petroquímica. Las
máquinas están clasificadas en cuatro clases: A, máquinas críticas; B, críticas o propensas a fallas; C, críticas
con respaldo; y D, no críticas. El programa del monitoreo periódico deberá inicialmente enfocarse en las
máquinas clasificadas en A y B.
Dependiendo de los recursos disponibles, las máquinas de la clase C pueden incluirse en el programa
posteriormente. Cada planta o fábrica tiene máquinas de clase A -turbinas y compresores para la industria
petroquímica, turbogeneradores para la industria de energía y máquinas de papel para la industria de la
pulpa y el papel. Una falla no esperada de un solo componente, puede resultar en la pérdida de millones
de dólares por falta de producción.
Tabla 7.1. Clasificación de máquinas para monitoreo
Clasificación de Máquinas
A: Críticas
B: Críticas o propensas a fallas
C: Críticas con respaldo
D: No críticas
Resultado de la Falla
El paro inesperado o falla causará pérdidas significativas en la
producción.
El paro inesperado o falla reduce pero no interrumpe la producción.
Un factor de servicio ligero causa inconvenientes en la operación
pero no interrumpe la producción; los costos de reparación
justifican cierto nivel de monitoreo.
La producción no se verá afectada por la pérdida; los costos de
reparación no justifican el monitoreo.
Conocimiento de máquinas
El conocimiento de las características de maquinaria es esencial para llevar a cabo análisis de vibración
eficientes. Mientras más información esté disponible acerca del diseño de la máquina, construcción, soportes,
respuestas operacionales y respuestas a defectos, más fácil será el diagnóstico de defectos y mal funcionamiento.
Todos los equipos en servicio deben catalogarse y los datos siguientes deberán listarse:
•
•
•
•
•
•
Características gruesas tales como frecuencias de rotación, engranaje, paso de álabes y frecuencias
de defecto en rodamientos.
Vibración, gradientes de temperatura, o presión iniciados por un componente operativo o sistema.
Respuesta vibratoria a los cambios de proceso.
Características identificadas con la máquina y el tipo de máquina específico.
Frecuencias naturales conocidas y formas modales.
Sensibilidad a la inestabilidad debida a desgaste o cambios en las condiciones de operación.
7.2
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•
Vibraciones Básicas de Máquinas
Sensibilidad a la vibración debida a desbalance de masa, desalineamiento, distorsión y otras
excitaciones de mal funcionamiento o defectos.
Algunas respuestas (tabla 7.2), incluyendo vibración, temperatura y presión pueden relacionarse
con componentes del sistema, por ejemplo: los cojinetes (de elemento rodante o hidrodinámicos y de
empuje axial); cilindro de balance de un compresor centrífugo; aspas o álabes; frecuencia de
engranaje y dientes de engrane. Las frecuencias y sus componentes, incluyendo bandas laterales,
señalan la existencia de una falla y su origen. La velocidad de los ejes normalmente modula las
frecuencias centrales de cojinetes y paso de álabes. La amplitud de las bandas laterales y las
frecuencias centrales, proveen información de la severidad. Las lecturas de temperatura y presión
pueden estar presentes como componentes de CD.
Tabla 7.2. Componentes fuente de excitación y respuesta de máquinas.
Componente
Cojinetes antifricción
Cojinetes hidrodinámicos
Engranes
Ruedas con álabes e impulsores
Rotores
Coples y juntas universales
Mecanismos reciprocantes
Frecuencia
Frecuencia de paso de bolas, pista externa
Frecuencia de paso de bolas, pista interna
Frecuencia fundamental del tren
Frecuencia rotatoria de la unidad
Frecuencia de defecto de bolas
Frecuencias fraccionarias de remolino
Frecuencia rotatoria de la unidad
Frecuencias de engranaje y sus armónicos
Frecuencias de ensamblaje
Frecuencias naturales del sistema (defectos de dientes de
engrane)
Frecuencias de la unidad rotatoria
Frecuencias de paso de álabes y sus armónicos
Frecuencia rotatoria de fluidos atrapados
Frecuencias naturales direccionales
Armónicos de frecuencias elevadas
Órdenes de frecuencia de la rotación
Frecuencia de rotación y sus órdenes
La tabla 7.3 lista características asociadas con máquinas específicas. Las frecuencias naturales y las
formas modales del equipo pueden proporcionar información valiosa durante el diagnóstico de un
problema de una máquina. Esta información es valiosa para predecir desgaste, acumulación de producto,
corrosión, flojedad, cambios termales y otros mal funcionamientos. Las frecuencias naturales y las formas
modales se calculan usualmente por el vendedor o usuario a partir de datos de masa y rigidez.
7.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 7.3. Características de excitación y respuesta de máquinas.
Tipo de Máquina
Máquinas centrífugas – tipos con
impulsores
Bombas centrífugas
Compresores centrífugos
Ventiladores
Características
Cojinetes rígidos
Frecuencia de paso de álabes y múltiplos
Relación alta de peso carcasa a peso rotor
Cojinetes cilíndricos con multisegmentos
Frecuencias de paso de álabes de los impulsores
Frecuencia de paso de aspas
Características aerodinámicas del sistema
Características de los pedestales generalmente importantes
Máquinas con álabes
Compresores de flujo axial
Frecuencias de paso de álabes y múltiplos
Turbinas de vapor – impulsores mecánicos Frecuencias de álabes
Rango para velocidades críticas: 5,000– 12,000 rpm
Rozamientos y desbalance de masa
Turbinas de vapor para generación
Frecuencias de álabes
eléctrica
Baja velocidad carcasas masivas
Altas presiones
Desbalance de masa
Turbinas de gas
Frecuencias de álabes y de engranes
Sujetas a inestabilidades y rozamientos
Equipo de transmisión de potencia
Cajas de engrane
Transmisiones hidráulicas
Motores y generadores
Frecuencias de engranaje y armónicas
Resonancias de carcasa
Excitación de frecuencias naturales por defectos en dientes de
engranes.
Excentricidad de engranes
Respuesta torsional
Excitación por frecuencia de deslizamiento
Inestabilidad en cojinetes
Modulación por frecuencia de deslizamiento
Vibración estructural inducida por polos
Excitación térmica inducida
Excitación elevada de motores síncronos durante el arranque
Cortos en estator
Máquinas reciprocantes
Motores
Bombas y compresores
Equipos pequeños
Distorsión de carcasa
Vibración originada por cojinetes en cimentación
Excitación torsional elevada por fuerzas inerciales y presión
Excitación torsional elevada por fuerzas inerciales y presión
Fallas en rodamientos antifricción
Flojedad
Problemas en transmisiones de bandas y engranes
7.4
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Los detalles de cada máquina deben estar disponibles antes que la base de datos sea empleada. La
figura 7.1 es un ejemplo de una hoja de datos. Se requiere la localización y el nombre del equipo, así
como el autor y la fecha en que se adquirió la información. Se provee de un espacio para la descripción
genérica de la máquina, por ejemplo, la terminología local que describe la máquina y su configuración. El
número de inventario o identificación de la planta si está disponible, puede ayudar a evitar la confusión
con respecto a máquinas duplicadas o faltantes. Hay un espacio en la hoja para poder dibujar un diagrama
que sirve como referencia de la instalación, antecedente general, así de información mecánica específica.
La lista de componentes mecánicos es crítica para estructurar la base de datos y para permitir análisis
de seguimiento. Los requerimientos mínimos para motores eléctricos incluyen potencia, velocidad de
operación, información específica acerca de los rodamientos; dicha información usualmente puede
obtenerse de la placa de datos o del distribuidor. El tipo de motor (CA, CD, síncrono, inducción,
accionado por inversor) se emplea para seleccionar los rangos de medición y para proporcionar la
información básica analítica.
La información específica acerca de las cajas reductoras es generalmente más difícil de adquirir. La
información de la placa de datos (modelo y número de serie) provee documentación. La información
adicional que incluye la configuración interna e identificación de componentes de cojinetes y dientes de
engrane, generalmente puede obtenerse del fabricante, a través del representante de ventas o distribuidor.
Es recomendable solicitar un croquis del arreglo general que muestre la orientación componentes
específicos (ver figura 7.2)
Otras máquinas que pueden ser parte de un programa de mantenimiento predictivo son: bombas,
máquinas herramienta, mezcladoras de proceso, trituradoras, moledoras, quebradoras, turbinas, molinos y
rodillos de succión. Los datos de componentes mecánicos incluyen croquis generales, identificación de
cojinetes o rodamientos, velocidad de operación o rango de velocidades de operación de la máquina y tipo
impulsor o motor. Debe anotarse cualquier idiosincrasia relativa a la máquina, montajes, puntos débiles
obvios y condiciones del proceso que afecten la operación y diagnostico.
Selección y definición de rutas
La ruta seleccionada para colectar datos puede estar basada en la ubicación de los equipos en planta, tren
de máquinas (línea de proceso), tipo de máquina o tipo de datos requeridos. Las rutas basadas en la
ubicación de los equipos en planta y líneas de proceso son las más comúnmente empleadas. Las rutas
basadas la ubicación del equipo, siguen el arreglo en piso y la progresión de una máquina a otra. En las
rutas basadas en una línea de producción, se toman los datos de todas las máquinas de la línea de
producción, sin importar la ubicación física, por ejemplo, la ruta de un turbogenerador incluye las bombas
7.5
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Vibraciones Básicas de Máquinas
de agua de alimentación, bombas de lubricación, ventiladores de tiro inducido y bombas de agua de
circulación.
SURVEY REQUEST
PLANT: _______________________BY: ______________________ DATE: ______________
AREA: _________________________________
EQUIPMENT: _______________________
GENERAL DESCRIPTION:
ASSET NUMBER ____________________
______________________________________
______________________________________
______________________________________
______________________________________
MECHANICAL COMPONENT
INFORMATION:
ROLL DIAMETER: ________________________
AVG. MACH. SPEED:_______________
BEARING (MOTOR, ROLL)
MOTOR NAMEPLATE DATE:
INBOARD _______________________________
OUTBOARD _____________________________
H.P. ______________ S.F. ___________
RPM _____________ FRAME ________
REDUCER:
TYPE: ___________________________________
1ST.RED: __________ _______________
RATIO: __________________________________
2ND RED: __________ _______________
MFG.: ___________________________________
3RD RED: __________ _______________
MODEL #:
_____________________________
SERIAL #:
_____________________________
Figura 7.1. Ejemplo de un formato de adquisición de datos
Cortesía de Mechanical Consultants, Inc.
7.6
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura 7.2. Caja de engranes de doble reducción
Cortesía de Lufkin Industries, Inc.
Si la ruta está basada en tipos de máquinas, todas las máquinas del mismo tipo, por ejemplo, motores
eléctricos de un tamaño dado o tipo de cojinete, estarían incluidos; de igual forma, las bombas multietapas
verticales serían medidas como un grupo. Las rutas de datos requieren que todos los puntos tengan un
procesamiento similar
-espectros, valor global, bandas o HFD (High Frequency Detection)- o
componentes similares; los sensores permanentemente montados en un cuarto de control se ubican en esta
categoría. Cualquier ruta debe establecerse de tal forma que sea natural y fácilmente de seguir de máquina
a máquina; por ejemplo, medidas radiales-axiales en cada cojinete. Varios aspectos de la ubicación de las
máquinas en planta y el acceso a las mismas, forman parte del proceso de selección en rutas. Las rutas
deben hacerse a la medida para cubrir las necesidades de la planta, equipos y el operador. Al iniciar un
programa, la primera ruta debe cubrir un número pequeño número de máquinas, menos que cinco.
Medidas y puntos de medición
Los puntos de medición se identifican después de que la ruta se ha seleccionado. La figura 7.3 muestra un
método para identificar la máquina por número y tipo, la localización de las mediciones, la dirección del
7.7
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Vibraciones Básicas de Máquinas
transductor y el valor de la medida. Esta ruta es para medición en carcasa del pequeño turbogenerador con
reductor mostrado esquemáticamente en la figura 6. 1. Cada renglón de la figura 7.3 describe una medición.
Los datos de esta figura, último reporte de medición, son: la identificación de la unidad, localización y
posición del transductor, unidad de medida, fecha de medida, amplitud de vibración previa, último valor de
vibración registrado, cambio porcentual y estado de alarma. Hay una ruta separada para el sistema de
monitoreo permanente.
Figura 7.3. Ejemplo de una ruta para un pequeño turbogenerador con reductor.
*** MCI DATABASE
Last Measurement
Units
ID
Date
Prev Val Last Val
*** UNIT 2 TUR/GEN STD
2
TUR
IN
HOR
IPS
0.4828
17-NOV-94 0.43606
2
TUR
IN
VER
IPS
17-NOV-94
0.1559 0.06862
2
TUR
IN
AX
IPS
0.2933
17-NOV-94 0.24359
2
TUR
OUT
HOR
IPS
17-NOV-94 0.20413
0.211
SKF 17-NOV-94
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
TUR
TUR
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
OUT
OUT
IN
IN
IN
IN
IN
IN
IN
IN
IN
OUT
OUT
VER
AX
HOR
HOR
HOR
VER
VER
VER
AX
AX
AX
HOR
HOR
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
RED
RED
RED
RED
RED
RED
RED
GEN
GEN
GEN
GEN
GEN
GEN
OUT
OUT
OUT
OUT
OUT
OUT
OUT
IN
IN
IN
OUT
OUT
OUT
HOR
VER
VER
VER
AX
AX
AX
HOR
VER
AXIAL
HOR
VER
AXIAL
HFD
ACC
VEL
HFD
ACC
VEL
HFD
ACC
VEL
HFD
ACC
VEL
HFD
ACC
VEL
HFD
ACC
VEL
IPS
IPS
G HFD
Gs
IPS
G HFD
Gs
IPS
G HFD
Gs
IPS
G HFD
Gs
17-NOV-94
17-NOV-94
IPS
G HFD
Gs
IPS
G HFD
Gs
IPS
IPS
IPS
IPS
IPS
IPS
IPS
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
17-NOV-94
%Chq
Alrm Sta
11
-56
20
3
A2
--A1
A1
-----
0.27773
0.24792
0.61296
1.06701
0.05997
0.35645
1.10673
0.08385
0.98513
1.31834
0.09144
0.46739
0.8527
0.1691
0.1529
1.303
1.383
0.06126
1.832
3.908
0.08152
0.871
1.113
0.07465
0.929
1.575
-39
-38
112
30
2
414
253
-3
-12
-16
-18
99
85
----A1
A1
---------
0.07275
0.67461
1.19957
0.02568
0.96285
2.94848
0.09342
0.236
0.03745
0.02009
0.0188
0.01567
0.01296
0.06803
0.502
2.112
0.06956
1.598
2.722
0.06782
0.01579
0.0634
0.0472
0.02154
0.01533
0.02352
-6
-26
76
171
66
-8
-27
-33
-56
135
15
-2
81
----A1 P
P
A1 P
A1
---------------
P
P
P
30 points printed
La figura muestra valores globales de velocidad medidos sobre la turbina, generador y las cajas de
cojinetes del reductor; medidas de aceleración pico y HFD capturadas sobre las cajas de los cojinetes del
reductor. Valores en cierto ancho de bandas o de componente, podrían haberse requerido si la unidad
7.8
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Vibraciones Básicas de Máquinas
contase con rodamientos antifricción. Los puntos de medición [7.2] siempre se seleccionan tan cerca de
los cojinetes como sea posible.
En un programa nuevo, los datos serían tomados en las direcciones horizontal, vertical y axial. A
medida que se gana experiencia, el número de los puntos de medición puede reducirse cuando se colecten
datos redundantes. Los datos se para evaluar la condición de la máquina y no para cubrir los
requerimientos de un programa rígido. Los datos redundantes nos son justificables.
Las medidas tomadas deben ser sensibles a la condición de la máquinas y se seleccionan en función
de la velocidad de la misma, frecuencias de componentes y características de proceso (ver el Capítulo II)
Los anchos de banda de frecuencia para el monitoreo, pueden ajustarse de acuerdo a los resultados de los
datos de línea base o referencia.
Un mínimo de dos lecturas radiales y una axial debe tomarse en motores eléctricos, dependiendo del
tamaño del mismo y las condiciones de operación. Las lecturas deben realizarse en el plano con la mayor
flexibilidad esto es, la posición más propensa a responder fuerzas generadas por la máquina. El plano
horizontal en el lado carga y lado libre se emplearía para un motor estándar montado sobre una base o
cimentación convencional. Dependiendo de la velocidad del motor, las respuestas filtradas de alta
frecuencia también pueden se útiles para determinar parámetros de operación tales como: lubricación,
condición de superficie de cojinetes y otros mecanismos que generan frecuencias mayores que las
normales. Pueden ser necesarias seis mediciones sobre tres puntos.
Las figuras 7.4 y 7.5 muestran configuraciones típicas para una medición de alta frecuencia y
velocidad para un motor eléctrico. La configuración permite dos tipos de medición en un punto de la
máquina con el mismo transductor. La configuración óptima para medición en un punto proporciona lo
siguiente.
Medidas que responden a la condición de la máquina.
Niveles de alarma que anuncian el cruce de un umbral e inician la colección de datos para análísis.
Forma de onda datos espectrales con 400 líneas de resolución en condiciones de alarma.
Rangos de frecuencia que permiten el análisis de órdenes de la velocidad de operación (rps) y
frecuencias de defectos de rodamiento en un espectro.
•
•
•
•
Un punto de medición se asigna para cada extremo de un motor, cada componente rotacional de un
reductor / incrementador y cada extremo de un rodillo con un cojinete en cada extremo. La orientación del
transductor puede ser radial, axial o ambas, dependiendo de factores tales como: tipo de máquina,
cojinete, servicio y aplicación. Los puntos se organizan bajo la respectiva máquina, área y planta, en
forma jerárquica en la base de datos. La figura 7.6 muestra un listado jerárquico conteniendo una
descripción de la planta, la máxima categoría; un subsistema de máquinas, la segunda categoría; una sola
máquina de un grupo al siguiente nivel; y finalmente, puntos de medición individuales que se emplean
para evaluar la máquina.
7.9
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Vibraciones Básicas de Máquinas
** MCI DATA BASE **
___________________________________________________________________________________
___________________________________ HIERARCHY ____________________________________
NEW HILL
P/N DRIVE SYSTEM
D.C. MOTOR/REDUCTION UNITS
TOP WIRE DRIVE
__________________________________ DESCRIPTION ___________________________________
Id, TOP WIRE MTR IER HFD
Last modified on: 13-DEC-88 11:56:04
Description, Top Wire DRIVE
Schedule: 90 days
Down Load, Enabled
__________________________________ INPUT SETUP ___________________________________
Point type: Peak HFD
full scale: 2
G HFD
Detection: PEAK
Input mV/EU : 100
__________________________________ ALARM SETUP ___________________________________
Type: LEVEL
Lower: 0.75
Upper: 1.5
Figura 7.4. Configuración para medición de alta frecuencia en un motor eléctrico
** MCI DATA BASE **
___________________________________________________________________________________
___________________________________ HIERARCHY ____________________________________
P/N DRIVE SYSTEM
NEW MILL
TOP WIRE DRIVE
D.C. MOTOR/REDUCTION UNITS
__________________________________ DESCRIPTION ___________________________________
Id, TOP WIRE MTR IER
Last modified on: 10-FEB-89 15:40:00
Description, Top Wire DRIVE
Schedule: 90 days
Down Load, Enabled
__________________________________ INPUT SETUP ___________________________________
Point type: Velocity (Acc to Vel)
Full scale: 0.2
IPS
Detection: RMS
Input mV/EU : 100
Low Freq. Limit: 2
___________________________________ FFT SETUP ____________________________________
RPM: 1200
Lines: 400
Freq type: FIXED SPAN
Frequency: 1000
Hz
Averages: 8
Window: HANNING
Auto Capture: ON OVERALL ALARM
Probe dir: VER. RADIAL
Storage depth: 55
Type: LEVEL
ALARM SETUP
Lower: 0.07
Upper: 0.2
Figura 7.5. Configuración para medición de velocidad en un motor eléctrico.
7.10
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Vibraciones Básicas de Máquinas
** HCI DATA BASE **
________________________________________________________________________________
HIERARCHY OUTLINE
MCI SYSTEMS DEMO
.................................................
PAPER CORP
.................................................
RANDOM DATA FILE .......................................
P/M DRIVE SYSTEM
.................................................
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE MTR IER HFD .................................
TOP WIRE MTR IER ..........................................
TOP WIRE MTR DER HFD................................
TOP WIRE MTR DER.........................................
TOP WIRE MTR DEX ........................................
TOP WIRE MTR DEX HFD................................
TOP WIRE RED IN RAD....................................
TOP WIRE RED IN AX ......................................
T/WIRE RED IN AX HFD ..................................
Demo database
NEWS HILL
MISCELLANEOUS DATA
D.C. MOTOR/REDUCTION UNITS
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
TOP WIRE DRIVE
T/WIRE
OUT RAD
..................................... TOP
TOP WIRE
DRIVE
T/WIRE RED
RED OUT
AX .......................................
WIRE DRIVE
T/WIRE RED OUT AX HF ................................. TOP WIRE DRIVE
Figura 7.6. Listado jerárquico simplificado
Datos de línea base o de referencia
Los datos de línea base o de referencia son necesarios para evaluar la condición de la máquina debido a
que máquinas del mismo diseño operan a valores diferentes de vibración normal. La causa, son las
variaciones en las condiciones de instalación, incluyendo el alineamiento, tuberías y cimentaciones. Por lo
tanto, los niveles de severidad solamente son útiles como una guía para la evaluación de la condición.
Los datos de línea base o de referencia proveen la información necesaria inicial para seleccionar un
tipo de análisis de tendencia, y base de datos de tendencia, así como la información para fijar alarmas. El
análisis de tendencias empleando medidas globales es típico, pero el análisis de tendencias en anchos de
bandas seleccionado, puede ser necesario. Un espectro y forma de onda debe registrarse en cada punto. Si
se toman datos de sensores de desplazamiento relativo, la amplitud y fase a la velocidad de operación
(con respecto a una marca de referencia en el eje) debe tomarse para equipos de clase A, 375kW y
superiores (mayores que 500 HP, ver tabla 7.l) Los datos transitorios son valiosos para este tipo de
equipos. Deberán tomarse datos durante el ascenso y descenso de velocidad. Los datos transitorios
incluyen un diagrama de Bode (magnitud de desplazamiento y fase VS velocidad de la máquina) y un
diagrama de Nyquist o polar (amplitud y fase a varias velocidades) Ambos diagramas muestran las
7.11
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velocidades críticas de la máquina. Los datos se emplean para el balanceo y para evaluar la cantidad de
amortiguamiento presente en el sistema.
Frecuencia de colección de datos
Los factores que determinan la frecuencia de monitoreo incluyen el tiempo medio de falla de
componentes de máquina, criticidad de ésta, número de repuestos, costos de producción y
reparación, disponibilidad de personal y costos de monitoreo. No puede establecerse un intervalo
arbitrario tal como una semana, un mes, o varios meses. Los registros para una máquina deben
revisarse para evaluar la frecuencia de fallas en el pasado. Los factores importantes son los costos
de pérdida de producción y reemplazo de máquina, así como los costos de personal. Si no hay
repuesto, debe monitorearse con mayor frecuencia, tal vez una vez por mes. Puede monitorearse
con menor frecuencia si la máquina está operando satisfactoriamente.
Hay que conducir el programa de monitoreo en forma adecuada. Si las actividades y compromisos no
permiten realizar un trabajo consistente, entonces debe reducirse el número de máquinas monitoreadas.
Deben solucionarse los problemas crónicos de algunas máquinas. El monitoreo periódico es una forma
cara de compensar el comportamiento no confiable de máquinas. Con la excepción de máquinas críticas,
el monitoreo trimestral puede ser resultar adecuado. Los factores importantes son la confiabilidad y
velocidad de operación de la máquina. Las máquinas de alta velocidad se ven sometidas a muchos más
ciclos en corto tiempo y pueden requerir monitoreo más frecuente. La extrapolación de tendencias para
una máquina no es confiable a menos que los datos de vibración durante fallas se hayan documentado.
Selección de equipo de prueba
La selección del equipo de prueba depende de operación del programa, el número de puntos de
datos y la profundidad del análisis. Si el equipo de prueba se adquirió antes que el programa haya
sido planeado, puede ajustarse al equipo de la planta; de otra forma, el equipo y el software de
computadora pueden elegirse para cubrir las necesidades del programa. Si hay dudas concernientes
al equipo de prueba adecuado, seleccione instrumentos que sean versátiles y confiables. Como
mínimo el colector software asociado debe ser capaz de efectuar análisis de tendencias de valores
globales y de anchos de banda seleccionados; realizar integración analógica y digital; proveer
6,400 líneas de resolución con un rango dinámico de 72 dB; seleccionar ventanas Hanning o
uniforme; y, efectuar medidas globales HFD y espectros de alta frecuencia demodulada con filtros
seleccionables [vea referencia 7.1 para detalles adicionales]
7.12
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Filtrado de información
El filtrado de información se emplea para evaluar, a un costo relativamente bajo, cuándo se está desarrollando
un problema en una máquina específica. Permite llevar a cabo un análisis con tiempo prepararse para efectuar
las reparaciones necesarias. Las técnicas de filtrado de información varían en sofisticación y efectividad, la
efectividad depende del dispositivo usado y el tipo de máquina monitoreada. Deben considerarse los cambios
en las condiciones de operación que afecten los niveles de vibración globales. Estos cambios pueden ser
causados por cambios en el proceso o condiciones ambientales. Cualquier mecanismo que pueda para
relacionar los cambios de vibración debido a los cambios de proceso, incrementa la efectividad del programa.
Las tendencias deben basarse solamente en cambios de condición de la máquina, si es posible. Es por lo tanto
una buena política de monitoreo, llevar a cabo un análisis de vibraciones detallado antes de iniciar una acción
de mantenimiento.
Métodos sencillos. Los dispositivos de filtrado de información usados en el pasado, incluían:
desarmadores, alambres y estetoscopios. Se usaban para detectar fallas en rodamientos antifricción. Un
dispositivo de filtrado, tal como un multímetro, con valor rms verdadero y un transductor de velocidad,
es sencillo, pero requiere un trabajo intenso. El valor rms puede calcularse con un analizador FFT con
datos adquiridos de un transductor de velocidad o un acelerómetro, dependiendo de la máquina. Un
incremento al doble del nivel de la vibración normalmente indica que requiere de alguna acción, ya sea
un análisis de vibración más detallado o iniciar una reparación.
Otros instrumentos sencillos – por ejemplo, medidores de defectos de alta frecuencia de un único
valor– emplean la respuesta de un acelerómetro a los pulsos que resultan de una falla distintiva de un
componente de máquina específico. La respuesta del acelerómetro se filtra para incluir únicamente la
actividad alrededor de su frecuencia natural.
Los instrumentos sencillos son los adecuados como dispositivos de filtrado siempre y cuando no
existan pulsos y ruido en el punto de medición. Por ejemplo, los cambios en los niveles de vibración que
ocurren cuando ocurren fallas en un ventilador accionado por motor y bien balanceado y con una
frecuencia de paso de álabes baja, será detectada debido a que los pulsos asociados a los rodamientos,
pueden ser detectados. Sin embargo, un instrumento indicador de pulsos puede no ser capaz de distinguir
una nueva falla, si el nivel de pulsos de ésta es bajo con respecto a los generados por los engranes en una
máquina. Un mecanismo de falla que causa señales bajas de velocidad o aceleración de un
acelerómetro, puede estar enmascarado por la vibración normal de otro componente. Un espectro de una
caja de engranes, en donde la frecuencia de engranaje ocultó una falla del rodamiento, se muestra en la
figura 7.7. Los niveles globales de pulsos y vibración no cambiaron cuando el rodamiento falló, pero el
análisis espectral mostró que una falla del rodamiento era inminente. En conclusión, cuando existe ruido
7.13
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y vibración aleatoria, los métodos de filtrado simple pueden ser no efectivos, especialmente aquellos que
dependen de pulsos.
Métodos más elaborados. Un nivel más sofisticado de filtrado involucra el filtrado de bandas, es decir,
el despliegue de cambios niveles de vibración en bandas de frecuencias seleccionadas. El espectro
mostrado en la figura 7.7 se ha dividido en seis bandas de frecuencia que separa las fallas de desbalance
de masa o desalineamiento (1X, 2X, 3X y 4X), frecuencias de rodamientos y frecuencias de engranaje.
En este caso, un defecto en un elemento antifricción se enmascaró por la frecuencia de engranaje.
Notemos que las áreas de las dos frecuencias de engranaje son bandas ubicadas dentro del rango total de
las frecuencias del rodamiento. Por lo tanto, los cambios globales indicados por una sola lectura de
velocidad no señalaron una falla
del rodamiento inminente, sin
embargo, los resultados filtrados
sí lo hicieron. Los rangos de
frecuencia distintos pueden
filtrarse
con
un
colector
electrónico de datos. El filtrado
de la amplitud generalmente falla
al
detectar
defectos
de
rodamientos
antifricción.
El
espectro y la forma de onda
deben ser usados para estudiar las
frecuencias y
energía. Esta
situación puede presentarse al
monitorear
Figura 7.7. Espectro de falla de un rodamiento enmascarada por
la frecuencia de engranaje.
rodamientos
antifricción en máquinas de baja
velocidad. La vibración pico
obtenida de una forma de onda o
de un circuito de detección de pico, puede ser más sensible a la condición del rodamiento que las mediciones
espectrales. La figura 4.3 contiene datos capturados en una tapa de rodamiento que señala una falla en la pista
externa. La velocidad rms es 1.95/s; la velocidad pico es 7.65 mm/s. Sin embargo, las bandas laterales no han
aparecido como se ven en la figura 4.17. En algunos tipos de máquinas de alta velocidad (3,600 rpm y
superior) las fallas de rodamientos ocurren rápidamente y los defectos en el rango de frecuencia del
rodamiento generan niveles de vibración muy bajos. Los defectos de los rodamientos pueden aparecer en
forma más distintiva en los rangos de alta frecuencia (5 a 40 kHz) del espectro. Estas respuestas de alta
7.14
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Vibraciones Básicas de Máquinas
frecuencia corresponden típicamente a frecuencias naturales excitadas por las fallas del rodamiento. Los
métodos de detección de envolvente pueden funcionar muy bien en estos casos. Las bajas frecuencias a la
velocidad de operación y vibraciones generadas por la frecuencia de engranaje se eliminan de la señal; de otra
forma, las altas amplitudes provocan un problema de rango dinámico. La señal filtrada se demodula para
producir una señal libre de frecuencias naturales. Un espectro de la señal demodulada mostrará las frecuencias
del rodamiento y la naturaleza del defecto.
Tendencias
Cualquier característica relacionada con vibraciones o un proceso puede registrarse por horas, días,
meses o años para establecer una tendencia. La tendencia mensual (figura 7.8) es el método más popular
para monitorear en forma periódica la condición de una máquina. Si el enmascarado es un problema, el
filtrado o la tendencia por bandas de frecuencias seleccionadas (el filtrado de la vibración global y la
retención solamente de los datos en un ancho de banda determinado, ver figura 7.7; normalmente los
datos en la banda son promediados para obtener valor rms), pueden ser útiles.
Figura 7.8. Gráfica de tendencias mensual de un motor de bomba empleando velocidad pico
Cortesía CJ Analytical Engineering, Inc.
7.15
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El análisis de tendencias en varios rangos de frecuencia provee información más detallada. Es
posible llevar la tendencia de varias medidas (velocidadrms , velocidadpic o , aceleraciónpic o, valores
únicos de aceleración de alta frecuencia) así como características de procesos (presión,
temperatura, carga y velocidad) Debido a que los niveles de vibración son en muchas ocasiones
sensibles a las características del proceso, es buena práctica normalizar las características de
vibración si es posible, para las condiciones del proceso antes de iniciar el registro de tendencias.
Alarmas
Típicamente se emplean dos o tres alarmas en el proceso de tendencias. Una alarma de alerta (ver figura 7.8) que
pueda iniciar la colección de un espectro o de una forma de onda cuando una medida periódica va a tomarse,
significa que la condición de la máquina se está deteriorando. El diagrama de tendencias para un motor (figura 7.8)
muestra los niveles de alarma para alerta, advertencia y falla. La alarma de alerta, indica que debe realizarse un
análisis de vibración detallado. Los datos usualmente colectados como una excepción (los datos están sobre el nivel
de alarma, ver figura 7.3) son espectros y/o forma de onda. Las alarmas se establecen típicamente en base a los
cambios de condición al existir un cambio en la vibración de la máquina, por un factor de dos a dos y medio.
Después de evaluar los datos, ya sea que: se tomen acciones de mantenimiento; se disminuye el periodo de
monitoreo; o, se continúa con el monitoreo periódico regular. La alarma de advertencia indica que existen
problemas más serios y deben conducir a realizar un análisis a gran escala o efectuar acciones de mantenimiento. El
tiempo restante para llevar a cabo las acciones, típicamente se limita a una puesta fuera de servicio. La alarma de
falla, indica que se aproxima una falla si no se toman acciones de mantenimiento. Las acciones de mantenimiento
incluyen balanceo, reparación, rediseño o instalación más cuidadosa.
El establecimiento de alarmas realistas requiere del conocimiento de la condición de la máquina y de los
niveles de vibración. En un programa recientemente establecido, este conocimiento no está disponible y las
alarmas deben fijarse de acuerdo a la información de otros equipos, experiencias de terceros o en los
estándares de vibración general. En la gráfica de vibración mostrada en el capítulo V (ver tabla 5.2) los niveles
de “vigilancia” y “no apto para operación” pueden usarse para fijar las alarmas de alerta y advertencia. Si se
emplean sensores de desplazamiento de no contacto, para medir la vibración de ejes, la relación del nivel de
vibración al claro del cojinete debe emplearse para fijar los niveles de las alarmas (ver tabla 5.1). Los niveles
de alarma deben revisarse periódicamente y cambiarse a fin de reflejar la experiencia ganada durante el
programa de monitoreo. En este caso, los límites de vigilancia y de disparo pueden usarse para establecer un
sistema de tres alarmas.
7.16
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Ejemplo 7.1: Establecimiento de niveles de alarma para una motobomba
Establecer los niveles de alarma para la colección de datos sobre una motobomba de 225kW. Tanto
el motor como la bomba tienen rodamientos de elementos rodantes: la velocidad de operación es de
1,200 rpm. Emplear la tabla 5.2 sin factores de servicio, para determinar los niveles de las medidas
de velocidad rms
Alerta = 3 mm/s
Advertencia = 7 mm/s
Disparo o puesta fuera de servicio= 15 mm/s
Ejemplo 7.2: Establecimiento de niveles de alarma para una turbina de 13.7 MW
Las alarmas deben establecerse para una turbina de 13.7 MW para fuerza motriz que opera a
10.000 rpm y tiene claros en cojinetes de 200µm. Emplear la tabla 5.1 para determinar los
niveles de alarma.
Alerta = 0.2 x 200 µm = 40 µm pico-pico
Advertencia = 0.4 x 200 µm = 80 µm pico-pico
Disparo o puesta fuera de servicio= 0.6 x 200 µm = 120 µm pico-pico
Reportes
Todos los programa de monitoreo periódico deben ser capaces de generar reportes que mantengan
informada a la administración y que acumulen datos técnicos que resulten en un programa más eficiente.
El almacenamiento de datos y su acceso debe estar planeado concienzudamente para ser accesible y útil.
Las técnicas de compresión de datos son útiles para minimizar el espacio requerido para almacenar datos
a largo plazo.
Los reportes de cada ruta empleados en una colección de datos rutinaria, deben contener como mínimo un
reporte de mediciones (ver figura 7.3) Debe incluirse una descripción del punto de medición, medidas,
fechas de las medidas, valores previos, último valor, cambio porcentual, estado de alarma, gráfica de
tendencias para cada punto, datos espectrales para excepciones y
alarmas, recomendaciones para
acciones de mantenimiento y un resumen ejecutivo (ver capítulo VI)
Resumen de monitoreo periódico
El monitoreo periódico es empleado para evaluar la condición y cambios en la condición de
máquinas.
Las mediciones se seleccionan de tal forma que provean la mayor sensibilidad a un cambio de
condición de máquina, con la menor complejidad de procesamiento de datos.
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7.17
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Para un programa de monitoreo periódico nuevo, las máquinas deben listarse y ordenarse en orden
jerárquico de importancia para la producción.
El conocimiento de equipo allana el camino para un análisis de falla y condición de máquina preciso
y debe consolidarse en una tabla.
Las rutas de colección de datos están basadas en la distribución de los equipos en planta, trenes de
máquina, tipos de máquina o tipos de datos.
Las mediciones y los puntos de medición se seleccionan para la colección eficiente de datos
relacionados con la condición; las mediciones redundantes deben eliminarse a medida que se gana
experiencia con el programa (ver el Capítulo II)
Los rangos de frecuencias empleados para las mediciones están basadas en las frecuencias de la
máquina (ver Capítulo II).
Los datos de línea base o de referencia proveen un punto de partida para evaluar cambios en la
condición.
La frecuencia de colección de datos está basada en el tiempo medio de falla de componentes de
máquina, costos de falla, personal disponible, número de repuestos y costos de monitoreo.
Los problemas crónicos, diluyen los recursos asignados para monitorear máquinas en buenas estado
y deben ser resueltos.
El filtrado o tamizado puede emplearse como un método de bajo costo para detectar cambios en la
condición de la máquina.
El filtrado empleando bandas de frecuencia seleccionadas, puede ser necesario para obtener la
sensibilidad requerida, para evaluar cambios en condición, en máquinas complejas con rodamientos
antifricción.
El registro de tendencias provee la oportunidad para comparar medidas de filtrado y los niveles de
alarma que pueden iniciar ya sea un análisis, monitoreo más frecuente o reparación.
En el monitoreo periódico, las alarmas se usan para indicarle al colector de datos, que ha ocurrido un
cambio significativo en la condición.
Dos o tres niveles de la alarma se establecen típicamente en base a un incremento del nivel medido
por un factor de dos o dos vez y medio.
El efecto de cambios de proceso en una medida registrada en una tendencia debe tenerse en cuenta
durante el análisis de tendencia.
La elaboración de reportes se usa para documentar casos, registrar alarmas y solicitar acciones de
mantenimiento.
Los formatos de los reportes deben reportar los hechos en una forma simple a la autoridad
competente.
Los reportes deben incluir casos de problemas inusuales, información acerca de las condiciones
previas y posteriores al mantenimiento, alarmas y advertencias e información acerca del tiempo,
materiales y contabilidad de costos.
Referencias
7.1. Erich, F. F., Handbook of Rotor Dynamics, 2nd ed, p 4.68, Krieger Pub. (1998)
7.2 Mitchell, John S., Introduction to Machinery Analysis and Monitoring, 2nd ed, Penn Well
Books,Tulsa, OK (1993)
7.18
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Vibraciones Básicas de Máquinas
CAPÍTULO VIII
CONCEPTOS BÁSICOS DE BALANCEO DE MAQUINARIA ROTATORIA
La reducción de fuerzas provee un control directo de las vibraciones
1
Las fuerzas sobre los cojinetes, estructuras, eje y acoplamientos que resultan de desbalance de masa son
inaceptables debido a que algunas veces conducirán a vibraciones que causan fallas prematuras, ruido
inaceptable e incomodidad general para aquellos que se encuentran alrededor de la máquina. El
desbalance de masa ocurre en una máquina rotatoria cuando el centro de masa no coincide con su centro
geométrico2 (figura 8.1) El resultado es un punto pesado. Un pequeño peso de balance (figura 8.2) se
coloca en forma opuesta al punto
pesado, para reducir las fuerzas de
desbalance de masa.
Una
prueba
sencilla
para
determinar el desbalance grueso de
un rotor, es colocarlo entre reglas
paralelas horizontales. Si el rotor
rueda a la misma posición cada vez
que se mueve angularmente, esa
posición es el punto pesado. La tabla
8.1 lista algunas de las causas de
desbalance de masa.
La cantidad de posición del
desbalance en cualquier máquina,
generalmente se desconoce y la
Figura 8.1. Distribución del desbalance de masa
corrección en planos selectos de
corrección
debe
establecerse
mediante pruebas. En 1934, E. L. Thearle [8.1] desarrolló un procedimiento para el balanceo en dos
planos de maquinaria rotatoria en su sitio de operación. Los mismos procedimientos se emplean
actualmente. Las medidas de vibración se han mejorado y se emplean comúnmente
calculadoras
programables, así como colectores de datos y cajas negras para el balanceo. Este capítulo describe el
balanceo en un plano empleando métodos vectoriales, tipos de desbalance, verificaciones previas al
balanceo, equipo requerido para el balanceo, medidas de vibración, terminología, factores que afectan el
proceso de balanceo, selección de peso de pruebas y calidad de balanceo.
1
Terminología de la International Standards Organization Technical Committee 108.
2
Nota del traductor: Para rotores no simétricos, la distancia es del centro de gravedad al centro de giro.
[Escribir texto]
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Tabla 8.1 Causas de desbalance
excentricidad
porosidades de fundición
cuñas y cuñeros
distorsión mecánica
distorsión térmica
corrosión y desgaste
acumulamiento de depósitos
diseño asimétrico
desplazamiento de componentes (rotores,
ventiladores)
Wc = Peso de balanceo
g = Aceleración gravitacional, 9.81 m/s2
M = Masa del rotor
r = radio de colocación masa de balanceo
e = excentricidad, distancia del centro de gravedad al
centro de giro
Tabla 8.2. Tipos de desbalance
Estático y par — Figura 8.3
Dinámico en voladizo — Figura 8.4
Dinámico — Figura 8.5
Figura 8.2. Peso de balanceo
F = Meω2
F = fuerza debida al desbalance de masa, Newtons
M = masa del rotor o componente, kg
e = excentricidad, m
ω = velocidad angular de la máquina, rad/s
ω = 2πN/60
N = velocidad de la máquina, rpm
Figura 8.3. Desbalance estático y de par
Tipos de desbalance
Los tipos principales de desbalance están clasificados en la Tabla 8.2. La figura 8.3, muestra desbalanceos
estático puro y par puro para un rotor rígido. La magnitud del desbalance depende de la localización del
centro de masa (designado por la distancia entre el centro de masa y el centro geométrico, algunas veces
llamada excentricidad), la masa total y el cuadrado de la velocidad.
8.2
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Para rotores rígidos la posición de la excentricidad no cambia con la velocidad. El desbalance estático
aplica a rotores que pueden ser balanceados en uno o dos planos. El desbalance de par se asocia con
rotores de dos planos, sin embargo, los rotores de ventiladores en voladizo (figura 8.4) generalmente
presentan desbalance de par o combinación dinámica de desbalance estático y de par; ninguno de los dos
es fácil de corregir empleando técnicas de balanceo de un plano.
Figura 8.4. Ventilador en Voladizo.
Figura 8.5. Desbalance Dinámico.
A la combinación del desbalance estático y de par, se le denomina desbalance dinámico (figura 8.5) Se
requieren técnicas de balanceo en dos planos o procedimientos de prueba y error para su corrección.
Tabla 8.3.
Equipo para balanceo
En la Tabla 8.3 se listan los equipos requeridos para
balanceo general. El medidor debe contar con un filtro
seguidor síncrono para que la componente a 1X
asociada con el desbalance de masa puede obtenerse.
Se obtiene la amplitud de vibración, así como el ángulo
de fase entre una marca de referencia (por ejemplo, un
cuñero o cinta reflejante) y la vibración pico. Debe
disponerse de pesos de prueba de tamaño y
forma
Equipo requerido para el balanceo
medidor para leer amplitud y fase
calculadora electrónica
programa de suma y resta de vectores
programa para balanceo en dos planos
papel de gráficas polares
pesos de prueba
transportador
regla con escala en décimas
regla paralela o escuadras
apropiados para la máquina a balancear. El equipo listado en la Tabla 8.3 puede emplearse para calcular
el peso de corrección, por otro lado, la mayoría de los colectores de datos son capaces de realizar este
cálculo.
Es
recomendable
conocer
el
método
vectorial
empleado
para
el
balanceo.
8.3
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Verificaciones previas al balanceo
Antes de iniciar una operación de balanceo, deben eliminarse otras fuentes del problema. De realizarse un
análisis de vibraciones completo para cerciorarse que el problema es desbalance de masa. La tabla 8.4
lista algunas verificaciones de rutina y análisis que son útiles para aislar el problema y evaluar las
características del equipo a balancearse.
Tabla 8.4 Verificaciones antes del balanceo.
Caracterización del problema de desbalance (realizar un
análisis de vibraciones)
Determinar si el rotor está o no, limpio
Evaluar la estabilidad del rotor (estructural, termal)
Determinar velocidades críticas (pruebas de arranque y
paro)
Localizar los pesos de balance instalados
Conocer detalles de los planos o anillos de balance
Si el desbalance no es el problema,
corrija
cualquier
anomalía
antes
de
intentar un balanceo, por ejemplo: claros
excesivos
en
cojinetes,
flojedad,
resonancia y desalineamiento. De otra
forma el procedimiento fallará. Si el rotor
no está limpio y se desprenden trozos de
material durante o después del balanceo,
los resultados serán insatisfactorios. Si el
rotor no es estable debido a una deflexión estructural, distorsión térmica, pulsación u operación cercana a
una velocidad crítica, el ángulo de fase no será constante y cambiará. Las lecturas del ángulo de fase
deben ser precisas (± 7.5°) para que exista alguna mejora. Las lecturas del ángulo de fase precisas son
importantes para el balanceo. Las pruebas de ascenso y descenso de velocidad se emplean para determinar
velocidades críticas y resonancias; los intentos para balancear a estas velocidades pueden resultar en
lecturas de ángulos de fase inestables. Es importante conocer los radios de colocación de los pesos de
balance para determinar las fuerzas generadas.
Mediciones
Se deben seleccionar los sensores que son sensibles al balanceo (Tabla 8.5) los sensores de proximidad o
de desplazamiento relativo proveen la lectura más directa. Sin embargo, debe restarse el vector de “run
out”. Los transductores de velocidad y acelerómetros montados sobre la carcasa muestran lecturas
Tabla 8.5 Sensores.
Para vibración:
sensores de desplazamiento,
transductores de velocidad,
acelerómetros
Para fase:
lámpara estroboscópica
sensor fotoeléctrico
sensor de proximidad
Tabla 8.6. Convenciones de lámpara
estroboscópica.
1. Transportador estacionario numerado a favor de la rotaciónángulo de fase positivo a favor del
giro.
2. Transportador rotatorio o pegado al
eje –numerado a favor o en contra del
giro– ángulos de fase positivos con o
en contra del giro.
indirectas de la vibración. El
sensor fotoeléctrico o sensor de
proximidad puede usarse para
proporcionar ángulos de fase
precisos.
Una
estroboscópica
lámpara
permite
observar el comportamiento del
eje;
las
convenciones
para
medir fase al usar una lámpara
estroboscópica se listan en la Tabla 8.6.
8.4
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Vibraciones Básicas de Máquinas
La figura 8.6 muestra mediciones de ángulo de fase y niveles de vibración a partir de sensores de
vibración. La figura 8.7 muestra mediciones realizadas con una lámpara estroboscópica y un transductor
de velocidad. Las mediciones y generación de pulsos de disparo realizadas con sensores de proximidad,
no tienen retraso electrónico. Esto quiere decir que la lectura del sensor conduce al ángulo de fase entre el
sensor y el punto alto en forma
directa. Al emplear transductores de velocidad y lámparas
estroboscópicas, debe tomarse en cuenta un retraso angular de tipo electrónico (ver figura 8.7) Ambos
sistemas tienen un retraso ángular mecánico entre punto alto (vibración pico) y el punto pesado
(localización del desbalance de masa), esto es, dependen de los instrumentos empleados. La medición
del desplazamiento es la medida preferida para tareas de balanceo aún cuando se empleen transductores
Generador de
pulso de
referencia
Figura 8.6. Mediciones empleando sensores de proximidad.
Figura 8.7. Mediciones empleando lámpara estroboscópica y transductor de velocidad.
8.5
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Vibraciones Básicas de Máquinas
de velocidad (se integra la señal)
Relación entre el desbalance de masas y ángulo de fase
La posición angular de la masa de desbalance en un rotor se determina a partir de una marca de referencia
arbitraria (ver figura 8.6) La masa de desbalance (punto pesado) genera una fuerza que a la vez, se
Figura 8.8. Relación entre el punto pesado y el punto alto
“Retraso angular mecánico”
manifiesta como vibración. La cresta máxima de esta vibración se manifiesta entre 0° y 180°, en función
de la velocidad de operación con respecto a la velocidad crítica, este retraso angular se conoce como
“retraso angular mecánico”; es decir, la vibración está retrasada con respecto a la fuerza que la origina
(figura 8.8 el retraso se indica para el desplazamiento)
La relación angular entre un peso de prueba y el vector efecto, puede determinarse y esta información
sirve a la vez para relacionar la posición angular del desbalance original
y la vibración medida.
Generalmente, el retraso angular tendrá una parte mecánica y otra electrónica introducida por el equipo y
sensores empleados para medir la vibración. Normalmente el fabricante de los instrumentos y sensores
proporcionará esa información. Los sensores de proximidad, acelerómetros y transductores fotoeléctricos
tienen un retraso angular de origen electrónico despreciable o nulo.
La posición relativa de la velocidad de operación con respecto a una velocidad crítica, puede determinarse
midiendo el ángulo de retraso mecánico. Tanto la amplitud como el ángulo pueden obtenerse durante un
8.6
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Vibraciones Básicas de Máquinas
descenso de velocidad. Por supuesto, si se conoce la velocidad crítica de la máquina, no es necesario efectuar la
prueba. Un rotor que opera a una velocidad menor del 50% de la velocidad crítica estará en un modo rígido, y el
punto pesado estará adelantado pocos grados con respecto al punto más alto de la vibración (cuando de emplea
desplazamiento) y es influenciado ligeramente por la cantidad de amortiguamiento (ver figura 8.8) Cuando la
primer velocidad crítica es cercana a la velocidad de operación, el retraso angular entre el máximo
desplazamiento y el punto pesado se incrementa llegando a 90° cuando la velocidad de operación es igual a la
velocidad crítica. Después de pasar la primer velocidad crítica, el retraso angular aumenta y tiende a 180°. Por
consiguiente, el peso de prueba debe ubicarse en posición opuesta a la medición del punto más alto cuando la
velocidad de operación está por abajo de la velocidad crítica y debe colocarse en fase con la medición del punto
más alto si la velocidad de operación está por arriba de la velocidad crítica.
Selección del peso de prueba
La selección apropiada de un peso de prueba puede ahorrar tiempo así como una máquina.
WT = 53,375.5 (W/N2e)
WT = peso de prueba en onzas
e = excentricidad del peso de prueba en
pulgadas
W = peso estático del rotor, libras
N = velocidad de rotación, RPM
Jackson [5.2] ha sugerido que el peso de prueba debe
generar una fuerza no mayor a un décimo (10%) del peso
estático del rotor. El peso de prueba puede calcularse
empleando la ecuación mostrada en el recuadro. Debe
emplearse un peso de prueba pequeño si es posible. Si no
se obtiene ninguna respuesta de vibración, entonces o el
peso de prueba es demasiado pequeño o el problema no es desbalance de masa.
Errores de Balanceo
Tabla 8.7
Errores de Balanceo
Síndrome de Balanceo
Error original de balanceo
Balanceo a bajas velocidades
Datos inexactos
Sensibilidad térmica
Rotor sucio
Resonancia a velocidades críticas
Rotor suelto
Soportes sueltos
Pesos de prueba retirados
En la tabla 8.7 se listan varios errores en el proceso de
balanceo. Algunos de ellos son obvios. Los errores en los
datos son muy comunes cuando existe alta
sensibilidad
térmica. Si hay problemas de esta índole, puede ser necesario
efectuar pruebas de muchas horas de funcionamiento de la
máquina para alcanzar estabilidad térmica y obtener datos
aceptables. Por otro lado, en ocasiones puede requerirse sacar
de servicio a la máquina.
Método vectorial de balanceo con peso de prueba
El procedimiento de balanceo de un solo plano se resume en la tabla 8.8. El motor opera a una velocidad
seleccionada y se miden la amplitud y el ángulo de fase. El ángulo de fase de la cresta del desplazamiento
(punto alto) con respecto a una marca de referencia arbitraria y la amplitud se indican en una gráfica polar
8.7
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Vibraciones Básicas de Máquinas
o rectangular (ver figura 8.9) El amortiguamiento, rigidez y masa causarán un retraso del vector medido
con respecto a una posición desconocida del punto pesado (desbalance)
Para conocer la diferencia angular entre el punto alto y el punto pesado, se coloca un peso de prueba W T
en una posición determinada. El rotor se opera a la misma velocidad como antes y el nuevo punto alto b
se identifica. La amplitud del vector resultante ob, representa el efecto del desbalance original más el
desbalance agregado por el peso de prueba WT. Para conocer el efecto del peso de prueba sobre la
vibración, el vector original se resta del vector resultante, esto es, el vector diferencia o vector efecto ba
= bo - ao es el efecto de WT. Puesto que la posición del peso de prueba se conoce, el ángulo de retraso
entre éste y el vector efecto también se conoce y es el mismo que tiene el vector original con respecto al
desbalance original.
Tabla 8.8 Método Vectorial
con Peso de Prueba
Medición y registro de la señal
Instalación del peso de prueba
Medición y registro de la
corrida de prueba
Cálculo de vectores
Corrección con pesos de
prueba
Medición y registro de la
corrida de prueba
Figura 8.9. Balanceo en un Solo Plano.
8.8
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Para lograr el balanceo, hay que mover WT en la misma dirección y un ángulo φ como se requiera
para hacer que el vector ba, sea paralelo y de sentido opuesto al vector ao. El peso de prueba se aumenta
o disminuye en la proporción ao/ba para igualar al desbalance original. Si ba es más pequeño que ao, el
peso de corrección será mayor que el peso de prueba. El procedimiento de balance se muestra en la figura
8.10. La tabla 8.9 es un procedimiento para usar un diagrama vectorial para balanceo en un plano.
Tabla 8.9. Procedimiento para construir un diagrama vectorial para balanceo en un plano.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
Marcar la dirección de rotación del rotor en la gráfica.
Marcar la dirección del incremento angular positivo.
Establecer una escala numérica de mils ( o µm) por división para que los vectores grandes no
excedan la gráfica.
La vibración original O (5 mils a 19º en la Figura 8.10) es trazada en la gráfica.
La posición del peso de prueba (WT) es trazada (30º) y su tamaño (75 gramos) es anotado en la gráfica.
Graficar la vibración (O + T) que se obtuvo después de que el peso de prueba se agregó al rotor. El
rotor debe ser operado a la misma velocidad, como cuando el dato original (O) fue adquirido.
La diferencia entre (O) y (O + T) es el efecto del peso de prueba.
El efecto del peso de prueba se obtiene dibujando una línea entre (O) y (O + T)
(O) + (T) debe ser igual que (O + T) Por consiguiente, la flecha en (T) debe apuntar a (O + T)
(T) se redibuja con su cola en el origen moviéndose en paralelo y manteniendo la misma longitud.
Dibujar una línea opuesta (O) desde el origen.
La meta del balanceo es agregar un peso de prueba que creará un vector (T) directamente opuesto e
iguala a (O)
13. El ángulo entre (T) y el vector opuesto a (O) es de 36° y determina la dirección en que el peso de
prueba debe moverse (ver la figura 8.10)
14. El peso de prueba se multiplica por la proporción de las magnitudes de la vibración original y la del
7.
8.
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10.
11.
12.
efecto del peso de prueba (5/3.4) para determinar el peso de balanceo 75 g (5/3.4) = 110 g
Distribución y combinación de pesos de corrección
Las figura 8.11 y 8.12, son ejemplos, respectivamente, de la distribución y combinación de pesos de
corrección. El procedimiento para la distribución en dos o más ubicaciones de un peso de corrección es el
siguiente: Seleccionar la ubicación para, por ejemplo, los pesos a y b (figura 8.11); La posición y
magnitud del peso a distribuir se marcan en la gráfica polar. Empleando una regla paralela, se determinan
en forma gráfica las magnitudes de los pesos a y b de acuerdo a las longitudes de los vectores trazados.
Para realizar una combinación de pesos, efectuamos el procedimiento inverso (figura 8.12)
8.9
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Niveles a eptables de vibración
La Figura 5.4 (Gráfica de Blake) m estra un eje plo de los l mites de vib ación para mediciones to adas
en tapas e cojinetes en campo. La figura 5.2 se emplea para evaluar la s veridad de vibración en campo
cuando se utilizan sen ores de prox midad.
Fig ra 8.10. Balanceo en un plano.
8.10
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Vibraciones Básicas de Máquinas
Figura .11 Distribu ión de peso
Resumen de balance básico de
•
•
•
•
El de balance de
cuerpo.
áquinas rot torias
asa de un rotor resulta cuando el eje i ercial no co ncide con el eje de rotaci n del
La m sa de desbal nce causa u a fuerza rotatoria a la fre uencia de la velocidad de eje.
La fuerza generada por la masa de desbala ce depende de la posici n de la distancia del cen ro de
masa al centro de rotación, la asa del obj to y el cuadrado de la velocidad angul r.
El ba anceo es un procedimien o en el cual el peso de b lanceo se coloca en posición opuesta a la
posic ón del desbalance de mas s.
•
El pu to pesado e la posición ngular del d sbalance de
asas en un otor.
•
El pu to más alto s la posición angular del ico de vibra ión (desplazamiento)
8.11
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Vibraciones Básicas de Máquinas
F gura 8.12 C mbinación de pesos.
•
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•
•
•
El p nto más alto se mide durante el proceso de balanceo, empleando varios métodos, uede
deter inarse la u icación del unto pesado. Opuesto a ste, se colo a la masa d balanceo. uede
medi se el despla amiento, velocidad o aceleración. Sin embargo, el parámetro más adecuado es
despl zamiento.
El retraso angular entre el pun o alto y el punto pesad , es resulta o del retras mecánico
electrónico (instru ento y sens res)
ás el
El b lanceo no eberá ejec tarse hasta que sea evidente que e desalineamiento, la ex esiva
tolerancia en un cojinete, soltura y distorsión no sean las causas de la vibración a la velocidad de
operación.
Ante de balancea , el rotor deb e estar limpi y mecánica y estructuralmente en buenas condicio es.
Los pesos de prue a o calibración son usados para obtener el retraso
caso)
ecánico (y electrónico en su
8.12
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Vibraciones Básicas de Máquinas
•
Una regla simple y sumamente importante es: el peso de prueba no debe generar una fuerza
centrífuga mayor al 10% del peso del rotor.
•
El método vectorial se emplea para determinar el tamaño y la posición del peso de corrección.
•
La vibración de una máquina se mide sin y con un peso de prueba. La diferencia vectorial se calcula
para determinar el efecto del peso de prueba. El peso de prueba se mueve relativamente a su posición
de prueba para que su efecto sea opuesto al vector de desbalance original. El tamaño del peso de
corrección se determina en función de la relación de magnitudes del vector efecto y la vibración
original.
•
Los valores de desbalance permisible en el campo se obtienen de los niveles de severidad de las
vibraciones ISO 2372 (rms), (Tabla 5.3) y la gráfica (valores pico) de Blake, mostrada en la Figura
5.4.
Referencias
8.1.
Thearle, E.L., "Dynamic Balancing of Rotating Machinery in the Field," Trans. ASME, 56, pp
745-753 (Oct 1934).
8.2.
Eisenmann, Sr. R.C. and Eisenmann, Jr. R.C., Machinery Malfunctíon Diagnosis and Correction,
Prentice Hall PRT (1998).
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