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Introducción al Análisis Básico de Maquinaria

Ronald L. Eshleman

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

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. Todos los nombres de productos mencionados son de marcas registradas y sus respectivos propietarios. Impreso en Estados Unidos de America 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1

TABLA de CONTENDO

Capítulo I: Vibraciones básicas de maquinaria Unidades de Vibración 1.1 La Naturaleza Física de la Vibraciones 1.2 Movimiento Vibratorio 1.3 Parámetros empleados para medir vibraciones 1.7 La medición de Vibraciones 1.11 Medición del Angulo de Fase 1.13 Análisis de Vibraciones 1.14 Excitación 1.16 Frecuencias Naturales, Formas Modales y Velocidades Criticas 1.17 Resumen de la Teoría Básica de Vibraciones 1.19

Capítulo II: Adquisición de los Datos Selección del Parámetro a medir 2.2 Transductores de Vibración 2.5 Accesorios de Disparo 2.11 Selección de los Transductores 2.13 Montaje de Transductores 2.14 Localización de los Transductores 2.15 Rango de Frecuencias 2.16 Presentación de los Datos en la Pantalla 2.17 Resumen de la Adquisición de Datos 2.19 Referencias 2.19

Capítulo III: Procesamiento de Datos Osciloscopios 3.1 Analizador FFT 3.3 Colectores de Electrónicos de Datos 3.5 Muestreo de Datos 3.5 Frecuencias Fantasmas (Aliasing) 3.7 Ventanas Espectrales 3.8 Rango Dinámico 3.11 Promediado 3.12 Ajuste del Analizador FFT y Colector de Datos 3.14 Resumen de Procesamiento de Datos 3.17 Referencias 3.18

Capítulo IV: Diagnóstico de Falla Técnicas de Diagnóstico de Fallas 4.1 Fallas a la Velocidad de Operación 4.6 Cojinetes de elementos rodantes 4.14 Cajas de engranes 4.20 Motores Eléctricos 4.24 Máquinas Centrifugas y Axiales 4.30 Bombas 4.31 Ventiladores 4.36 Compresores 4.39 Resumen del Diagnóstico de Fallas 4.40 Referencias 4.41

Capítulo V: Evaluación de la Condición de la Máquina Vibración en eje 5.3 Vibración en cojinetes 5.3 Vibración en carcasa 5.5 Resumen Evaluación de la Condición de la Máquina 5.9 Referencias 5.10

Capítulo VI: Pruebas en Máquinas Programación de pruebas 6.1 Selección del equipo de prueba 6.3 Inspección del sitio 6.4 Pruebas de aceptación 6.4 Pruebas de línea base o de referencia (firma espectral) 6.4 Pruebas de resonancia y de velocidades criticas 6.5 Pruebas de falla, condición y balance 6.11 Especificaciones 6.11 Medio ambiente y montaje 6.12 Presentación de datos 6.12 Reportes o formatos de reportes 6.14 Resumen de Pruebas de Máquinas 6.16 Referencias 6.17

Capítulo VII: Monitoreo Periódico Listado y Categorización 7.2 Conocimiento de la Máquina 7.2 Selección de la Ruta y Definiciones 7.5 Medidas y Puntos de Medición 7.8 Datos de Referencia 7.11 Frecuencia de la Colección de Datos 7.12 Selección de Equipos de Prueba 7.12 Pantalla 7.13 Tendencias 7.15 Alarmas 7.16 Reportes 7.17 Resumen del Monitoreo Periódico 7.17 Referencias 7.18

Capítulo VIII: Balanceo Básico de Máquinas Rotativas Tipos de Desbalance 8.2 Equipo de Balanceo 8.3 Verificaciones Previas al Balanceo 8.4 Mediciones 8.4 Relación entre el Desbalance de Masas y Angulo de Fases 8.6 Selección del peso de Prueba 8.7 Errores de Balanceo 8.7 Método Vectorial con Peso de Prueba 8.7 Fraccionamiento del Peso y la Combinación 8.9 Niveles Aceptables de Vibración 8.9 Resumen de Balanceo Básico de Máquinas Rotativas 8.10 Referencias 8.12

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 Ronald L. Eshleman Mayo, 2002

1.1

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 Sistema Internacional Sistema Imperial o Inglés

Am

plit

ud d

e vi

brac

ión

Desplazamiento micrómetro Pico a Pico (μm P-P)

milésimas de pulgada Pico a Pico (mils P-P)

Velocidad milímetros/segundo Cero a Pico o rms ( mm/s 0-P o rms )

pulgadas por segundo Cero a Pico o rms (ips 0-P o rms)

Aceleración metros / segundo al cuadrado Cero a Pico ( m/s2 0-P)

g´s pico o rms (1 g = 386.1 in/s2 )

Masa kilogramos (kg) libras masa (lbm)

Fuerza Newtons (N) libras fuerza (lbf)

Frecuencia ciclos por minuto (cpm) ciclos por segundo o Hertz (cps o Hz) radianes por segundo (rad/s)

ciclos por minuto (cpm) ciclos por segundo o Hertz (cps o Hz) radianes por segundo (rad/s)

Fase o desplazamiento angular

grados sexagesimales o radianes (° o rad)

grados sexagesimales o radianes (° o rad)

Velocidad de rotación revoluciones por minuto (rpm)

revoluciones por minuto (rpm)

1.2

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

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)

Figura 1.1. Naturaleza de la vibración de una máquina; Causa y Efecto.

1.3

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

1.4

Figura 1.2a. Propiedad del Sistema: masa.

Figura 1.2b. Propiedad del Sistema: rigidez.

Figura 1.2c. Propiedad del Sistema: Amortiguamiento

1.5

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

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.

Figura 1.4.

Medición del ángulo de fase

1.6

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 (v1

2 + v22 + v3

2 + v42 +

..... + 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.

rms: 0.186

1.7

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 Unidades Descripción

Desplazamiento μm P-P; mils P-P

Movimiento de las máquinas o estructuras, se relaciona con esfuerzo.

Velocidad mm/s 0-P o rms;

ips 0-P o rms Rapidez de cambio del desplazamiento, se relaciona con fatiga.

Aceleración m/s2 0-P o rms; g´s 0-P o rms

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

1.8

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 pico del

desplazamiento, velocidad y aceleración

pueden calcularse empleando las relaciones

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)

Figura 1.6. Gráfico de Desplazamiento y Aceleración para una Velocidad constante

de 0.2 pulg/seg.

Figura 1.7. Relaciones entre el Desplazamiento, Velocidad y Aceleración.

1.9

De acuerdo con la Figura 1.7, podemos observar que existe una diferencia angular de 90° entre el

desplazamiento y la velocidad. La velocidad está adelantada con respecto al desplazamiento. Por otro

lado, observamos que la diferencia angular entre el desplazamiento y la aceleración es de 180°, es decir,

el pico máximo del desplazamiento ocurre medio ciclo después en el tiempo.

Ejemplo 1.1: Convertir un desplazamiento de 2 mils P-P con una frecuencia de 1,775 cpm a

velocidad en ips 0- P y mm/s 0-P.

Solución:

2 mils P-P = 1 mil 0-P = 0.001 in 0-P = 25.4 μm 0-P

f = 1,775 cpm = 1,775 ciclos/ 60s = 29.58 cps o 29.58Hz

Velocidad = 2πfD

V = 2π(29.58) x 0.001 ips = 0.186 ips 0-P

La velocidad expresada en el sistema métrico es:

V = 0.186 x 25.4 mm/s = 4.72 mm/s 0-P

Ejemplo 1.2: Convertir una velocidad de 0.15 ips 0-P a 6,000 Hz a aceleración en g´s rms y

m/s2 rms

Solución:

A = 2πfV = (2πf)2D

A = 2π(6,000)(0.15 in/s2 0-P)

A = 5,655 in/s2 0-P

A = 5,655/386.1 = 14.65 g´s 0-P

A = (14.65)x(0.7071) = 10.36 g´s rms

A = 10.36 x 9.81 m/s2 rms = 101.6 m/s2 rms

Con el objeto de convertir aceleración a velocidad o velocidad a desplazamiento, los términos

correspondientes deben despejarse de las equivalencias mostradas en la Tabla 1.3. La velocidad puede

expresarse en función de la aceleración y la frecuencia como sigue:

V = A/2πf

El desplazamiento puede expresarse en función de la velocidad, aceleración y frecuencia como sigue:

D = A/(2πf) 2= V/2πf

Ejemplo 1.3: Convertir una aceleración de 0.5 g´s 0-P a 1,775 cpm a desplazamiento en mils

P-P y μm P-P

1.10

Solución:

f = 1,775 ciclos/min (1 min / 60 s) = 29.58 ciclos/s = 29.58 Hz

D = Aceleración / (2πf)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/s2 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 = 2π x (2,000 Hz) x (0.282 ips 0-P )/ 386.1 in/s2/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

1.11

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

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

Figura 1.8. Medición de vibraciones básica: posición de los transductores.

1.12

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.

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.

Figura 1.9a. Convención de posiciones para medición con Captadores de No Contacto.

1.13

Figura 1.12. Medición del ángulo de fase utilizando una luz

estroboscópica.

Figura 1.11. Angulo de fase con

respecto a una señal de referencia

Figura 1.10. Forma de onda de una

bomba con rotor desbalanceado.

1.14

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.

1.15

Figura 1.13. Armónicas componentes de un movimiento periódico complejo.

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

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

1.16

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.

1.17

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

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.

Figura 1.14. El espectro de frecuencias y su relación con la forma de la onda compleja.

Figura 1.15. Análisis de la forma de onda.

1.18

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

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.

Figura 1.16. Forma modal de un rotor flexible.

1.19

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 1X, 2X

Eje flexionado 1X

Soltura o flojedad mecánica Armónicas impares de 1X

Distorsión de carcasa, cimentación o base

1X

Rodamientos antifricción Frecuencias características, no son armónicas de la velocidad de giro

Impactos y mecanismos de impacto Múltiples frecuencias, dependen de la forma de onda

Inducidas por diseño

Juntas universales 2X

Ejes asimétricos 2X

Engrane (n dientes) nX

Coples (m mordazas) mX

Remolino de aceite 0.43X a 0.47X

Álabes y aspas (m) mX

Máquinas reciprocantes 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.

1.20

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.

2.1

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 la máquina,

depende del 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

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.

Figura 2. 1. Adquisición de datos de una máquina.

2.2

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.

2.3

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.

2.4

Tabla 2. 1 .Parámetros empleados para medición de parámetros en máquinas

Parámetro Rango útil de frecuencias

Parámetro físico

Aplicaciones

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)

10 X BPFI

Bombas 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

2.5

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

procesan con una amplia 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.

La respuesta de cualquier instrumento,

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.

Figura 2. 2 Frecuencia de respuesta de algunos transductores de velocidad.

2.6

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].

Tabla 2. 3 Selección de Medidas para varios tipos de Equipos1

Máquina Potencia (HP/Mw)

Giro (RPM) Frecuencias (Hz)

Tipo de Cojinete Medida Transductor

es

Caja de engranajes de

simple reducción

9 Mw 7,500 RPM input 1,200 RPM output GM = 3,000 Hz

película de aceite

desplazamiento del eje2 aceleración de la

carcasa3

captador de proximidad

acelerómetro

Caja de engranajes de

doble reducción 400 HP

1,800 RPM input 200RPM out put GM=375.725 Hz

rodamientos de 15

rodillos aceleración y velocidad

acelerómetro o velocidad

Turbina a vapor 18,000

HP 5,000 RPM

película de aceite

desplazamiento del eje captador de proximidad

Turbina a vapor 500 Mw 3,600 RPM película de

aceite desplazamiento del eje


Turbina a gas 50 Mw 9,000 RPM película de

aceite

desplazamiento del eje aceleración de la

carcasa


acelerómetro Motores de Inducción grandes

4,000 HP 3,600 RPM película de



Motores de Inducción

200 HP 1,800 RPM rodamiento

de 08 rodillos

velocidad de la carcasa acelerómetro o velocidad

Motores Diesel 400 HP 1,800 RPM película de

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



2.7

Continuación Tabla 2.3. Selección de Medidas para varios tipos de Equipos1

Máquina Potencia (HP/Mw)

Giro (RPM) Frecuencias (Hz)

Tipo de Cojinete Medida Transductor

es

Bombas centrífugas

200 HP 1,800 RPM rodamiento

de 12 rodillos

velocidad de la carcasa acelerómetro

Bombas reciprocantes

200 HP 300 RPM rodamiento

de 15 rodillos


Compresores Centrífugos

1,000 HP 5,000 RPM película de



Compresores Reciprocantes

500 HP 480 RPM película de

aceite velocidad de la carcasa


Dryer Roll 300 RPM rodamiento

de 26 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

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 del oscilador demodulador, varía en proporción a 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.

Figura 2. 3 a. Captador de Proximidad. Cortesía de Bently Nevada Corporation

2.8

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 Proximidad montado en el alojamiento de cojinetes.

Figura 2.3c. Esquema de funcionamiento del Captador de Proximidad.

2.9

Figura 2.4b. Curva de Factores de Corrección para el Transductor sísmico de velocidad IRD 544.

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

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,

porque la bobina ya no se queda

fija en el espacio sino que tiende a

seguir el movimiento del imán

permanente entonces las lecturas

deben ser corregidas por un factor

(>1) que depende de la frecuencia

(ver figuras 2.2 y 2.4b).

Figura 2.4a.Transductor Sísmico de Velocidad.

2.10

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

producen 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 de un acelerómetro es

proporcional a su sensibilidad: 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

tener una respuesta plana hasta 1,000 Hz. El

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 = 2πfV = (2πf)2D), los

acelerómetros son sensibles a las amplitudes

de la vibración a altas frecuencias debido a

esta característica es particularmente útil

para monitoreo fijo debido a su larga vida y

su baja sensibilidad cruzada (la sensibilidad

cruzada significa que el transductor genera

Figura 2.5a. Acelerómetro y Suministrador de Potencia.

Cortesía de PCB Piezotronics Inc

Figura 2.5b. Esquema del Acelerómetro con amplificador incorporado.

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2.12

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

filtrada a la misma frecuencia o su propia señal para determinar

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 2.8. Sensor Óptico. Cortesía de Monarch Instrument

Figura 2.9. Sensores Magnéticos.

2.13

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

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.

Figura 2.10. Rangos de frecuencia de acuerdo con el método de montaje

2.14

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

LoctiteTM 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 aproximadas 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 150,000 a 240,000

Cera de abejas 300,000

Espárrago 360,000 a 600,000

2.15

Figura 2.12. Posiciones de medición en la zona de car ga.

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

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 rodamientos son

radiales las lecturas de

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

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

Figura 2.11. Puntos Óptimos de Medición

2.16

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.

2.17

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

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 12τ (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.

Figura 2.13. Forma de Onda de un Com preso r

2.18

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

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.

Figura 2.14. Presentación de la Orbita

2.19

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 proporciona una presentación que mejora el análisis.

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).

3.1

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

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.

Figura 3.1. Osciloscopio Analógico.

3.2

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

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.

Base de tiempo (amplificador

horizontal) La función primaria

del amplificador horizontal es

como base de tiempo. El número

de divisiones por periodo de la

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.

Figura 3.2. Análisis en osciloscopio.

Ejemplo 3.1: Encuentre la amplitud y el periodo de la forma de onda de la figura 3.2.

Escala en el tiempo: 10 ms/div Escala de amplitud: 200mV/div = .2V/div Calibración del transductor: 1000 mV/ips

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

3.3

Analizador FFT

El analizador FFT (ver figura 3.3) es un

instrumento digital computarizado. Un

bloque de datos digitalizados en un

convertidor analógico - digital es

procesado 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

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 lograr 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.

Figura 3.3. Analizador FFT Hewlett-Packard. Cortesía de Hewlett Packard

Figurra 3.4c. ColeCortesia de

ectores DC-7BPREDICT/D

Figura 3.4

B y 8603. DLI

Colectores E

3.4

Electrónicos

Figura 3de

Cortesia de V

de Datos

3.4d. Colectoe Datos SpecVibration Spe

or y Analizadctra VIB. eciality Corpo

dor

oration

3.5

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 se han vendido como analizadores desde que se

desarrollaron. Algoritmos de FFT 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

de amplitud (Y) y tiempo (X). Figura 3.5. Muestreo de la FFT.

3.6

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/Ts. No puede detectarse ninguna

frecuencia menor que 1/Ts porque la

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 Ts es el tiempo que demora

una muestra y FMAX = N x fbin = N / Ts, ninguna frecuencia inferior a fbin = 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 3.6. Espectro que inicia con frecuencia

mínima.

Figura 3.7. Despliegue del analizador FFT.

3.7

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: FMAX = N/(tiempo de

adquisición de datos) El valor de FMAX se selecciona en el analizador y el despliegue de tiempo

automáticamente muestra el rango apropiado (Figura 3.7) En esa figura, la FMAX es 800 Hz, el número de

líneas es 400, por lo tanto, el tiempo de adquisición debe ser igual a: Ts = 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

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)

Figura 3.8. Frecuencia Alias (Fantasma).

3.8

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

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

Figura 3.9. Relación de Muestreo.

Figura 3.10. Filtros Anti-Alias

Figura 3.11. Señal de entrada periódica en el tiempo de registro.

3.9

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

Hanning Análisis de Falla y

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

esta razón, golpes repetidos durante el tiempo

de adquisición no se recomiendan.

Figura 3.12. Señal de entrada no periódica en el

tiempo de registro.

3.10

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.

3.11

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

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:

dB = 20 log(0.7/0.01) = 36.9 dB

Figura 3.18. Señales de pequeña amplitud en presencia de componentes de muy alta amplitud; el segundo orden es

1/1000 el primer orden

Figura 3.19. Espectros de aceleración lineal y logarítmica

3.12

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.

3.13

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

3.14

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

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.

Figura 3.22. Diagrama de Cascada

3.15

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 = LineasdeNúmero

Ventana)de(FactorxsFrecuenciadeRangox2

Número de líneas = Resolución

Ventanade(FactorxsFrecuenciadeRangox2 )

Número de líneas = 250,240

5.1x000,30x2 =

Número de líneas seleccionado será el inmediato superior o sea; 3,200 líneas.

¿Cuál es el tiempo de adquisición de los datos?

T máximo = bandadeAncho

lineasdeNúmero

T máximo = segundos4.6500

)200,3( =

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.

3.16

La resolución confiable 2 x Ancho de banda es:

Resolución = líneasdenúmero

xbandadeanchox ventanadefactor)2(

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.

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

embargo, un bit se usa para el signo + o - , por lo tanto 211 = 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

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

3.17

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 o de un sensor óptico pueden emplearse para iniciar y/o controlar la adquisición de datos.

• 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.

3.18

• 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 The Fundamentals of Signal Analysis — Application Note 243, Hewlett Packard, 1501 Page Mill

Road, Palo Alto, CA 94304 (June 1982).

3.2 The Basics Average & Window types, Doug MacMillan – Entek IRD.

4.1

CAPITULO IV

EL DIAGNÓSTICO DE FALLAS

Las frecuencias son la clave del análisis

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.

4.2

Tabla 4.1. Técnicas de Diagnóstico para Maquinaria Rotatoria.

Técnica Uso Descripción Instrumentos

análisis de forma de onda

modulación, pulsos, fase, señales truncadas, pulsos

espurios amplitud vs tiempo

osciloscopio analógico y digital, Analizador FFT

análisis de órbita

movimiento del eje, rotación subsíncrona (remolino de

aceite)

desplazamiento relativo de cojinetes del rotor en

dirección XY

filtro de vectores digital, osciloscopio.

análisis de fase

relación entre fuerzas de excitación y movimiento, relación fasorial entre dos o

más señales de vibración

tiempo relativo entre la fuerza y las señales de vibración o, entre dos o más señales de vibración

lámpara estroboscópica, filtro de vectores digital, osciloscopio analógico o digital, analizador FFT con capacidad de despliegue de parte real e imaginaria.

análisis de espectros

frecuencias de excitación, frecuencias naturales, bandas

laterales, pulsaciones, subarmónicas, suma y resta

de frecuencias

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) que están relacionadas a componentes de bajas frecuencias que modulan (cambian) la amplitud de una vibración de alta frecuencia. Las bandas laterales 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.

4.3

Figura 4.1. Vibración inducida por entrehierro variable en un turbogenerador por desalineamiento.

El espectro se muestra en frecuencias y órdenes.

Figura 4.2. Datos de una caja de engranes de un reductor de un paso de 9 MW con engranes desgastados.

4.4

Figura 4.3. Defectos en rodillos de roda mientos – descascarillado 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.

4.5

Figura 4.5. Resonancia de la carcasa de un accionador mecánico de una turbina.

Figura 4.6. Caja de engranaje de reducción doble – Accionador a ángulo recto con juego axial inadecuado

4.6

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 fmax 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.

4.7

Tabla 4.2. Identificación y corrección de fallas en maquinaria rotatoria

Falla Frecuencia Figura#

Espectro, forma de onda, Orbitas

Corrección

velocidades críticas

1X, 2X, 3X, etc. 4.7

Vibración amplificada debido a la cercanía de la velocidad de operación a alguna(s) frecuencia(s) natural(es)

Reubicar frecuencia(s) natural(es)

Desbalance de masa

1X 4.8

Componente sobresaliente a 1X con valores mucho menores a 2X, 3X, etc.; órbitas elípticas y circulares; fase constante

Balancear en campo o en taller

Desalinea-miento

1X, 2X, ocasionalmente

3X

4.9, 4.10

Componente sobresaliente a 2X con amplitudes iguales o mayores a 1X, 3X; vibración axial a 1X

Alinear para condiciones en caliente o en frío

Flexión de eje 1X 4.11 Disminución de la amplitud de vibración alrededor de la velocidad crítica en el diagrama de Bode.

Calentar o puntear para enderezar el rotor (permitir que el rotor flote axialmente. Fabricar una nueva flecha)

Desgaste de cojinete hidrodinámico y holgura excesiva

1X, subarmónicas y/u órdenes

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 1X, 2X, 3X, etc. 4.5 Alta sensibilidad al balanceo, alta amplitud de vibración a órdenes de la velocidad de operación

Cambiar la frecuencia natural estructural

Flojedad

1X y gran cantidad de órdenes ½X puede aparecer

4.13

Componente 1X alta y amplitudes de múltiplos con menor nivel, pico a ½ X de elevada amplitud, baja vibración axial

Colocar lainas y apretar tornillos para rigidizar

Excentricidad 1X 4.14 Componente a 1X alta Maquinar para dejar concéntrica

Cople amarrado (grasa seca)

1X, 2X, 3X, etc. 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 Componente 1X tiene amplitud y ángulo de fase variables con la carga

Compromiso entre balanceo o solución de problema.

Distorsión 1X y órdenes

Componente 1X debido a precarga de cojinetes; 2X frecuencia de línea, entrehierro no uniforme entre motor y estator

Eliminar precargas y/o asentamiento irregular.

4.8

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

Figura 4.7. Diagrama de interferencias para ventilador en voladizo accionado por motor.

Velocidad de Operción

Velocidad Critica Primera Frecuencia Natural

Segunda Frecuencia Natural

Velocidad RPM

1x

2x

3x

6300

5400

4500

4000

2700

1800

900

Fre

cuen

cia

CP

M

300 600 900 1200 1500 1800

4.9

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.

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

Figura 4.8. Desbalance de masa de un motor.

4.10

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.

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.

Figura 4.9. Desalineamiento de un excitador a un generador.

4.11

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.

4.12

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 cople amarrado.

Figura 4.11. Eje flexionado de una turbina de 200 MW inducido por un descenso con falta de lubricación.

Velocidad RPM

4.13

•

Figura 4.12. Claro excesivo en el cojinete lado gobernador de una turbina de vapor de 9 MW

Figura 4.13. Flojedad de un cojinete un ventilador.

4.14

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.

Figura 4.14. Excentricidad del e je de una bomba de lubricación.

4.15

• 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.

Ω = RPS = RPM / 60

FTF = (Ω / 2) [1 - (B / P ) cos Φ]

BPFI = (N / 2) Ω [1 + (B / P ) cos Φ]

BPFO = (N / 2) Ω [1 - (B / P ) cos Φ]

BSF = (P / 2B) Ω [1 - (B / P ) 2 cos2 Φ] 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

4.16

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.

4.17

Tabla 4.3. Análisis de defectos de cojinetes de elementos rodantes

Defecto o Condición

Frecuencia Forma de onda y del espectro

Comentarios Figura No.

Defecto en la pista externa

BPFO y múltiplos

Múltiplos de BPFO Descascarillado superficial, se incrementa después de un

año 4.3

Defecto en la pista interna

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

Las bolas excitan el rodamiento a las frecuencias

naturales 4.18

Excesiva tolerancia

interna

Frecuencias naturales

Múltiplos de RPS modulan las frecuencias naturales

El rodamientos no mostró defectos/ mostró desgaste

excesivo 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.

Figura 4.15. Nomenclatura de los elementos de los rodamientos.

Pd: Diámetro medio

Bd: Diámetro de bola

φ: Ángulo de contacto

Figu

Figura 4.17 .

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4.20

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

4.21

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


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


4.6 Frecuencia de engranaje con órdenes y bandas laterales

con separación igual a la frecuencia del piñón o corona.

Dientes rotos, fracturados o despostillados

Frecuencias naturales

4.22 Pulsos en la forma de onda; frecuencias naturales en el

espectro.

Distorsión de la caja de engranes

Frecuencia de engrane y/o frecuencias naturales

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

4.22

Las cajas de engranes con

engranes rectos deben

medirse en la dirección

radial. La caja mostrada en la

figura 4.21 tiene un piñón

excéntrico. Bandas laterales

con diferencia de la

velocidad de operación del

piñón (1,800 RPM) pueden

observarse alrededor de la

frecuencia de engranaje (730

Hz) Los datos mostrados en

figura 4.2 fueron tomados de

una caja de reducción simple

de gran tamaño con engranes

desgastados. Notemos la

componente a ½ de la

frecuencia de engranaje. Esta

caja tiene un factor común

de dos entre los dientes. Los

datos mostrados en la figura

4.6 fueron tomados de una caja de doble reducción con cambio de dirección de ángulo recto. La

velocidad de entrada es de 1776 RPM y un engranaje tipo “bevel” (frecuencia de engrane 730 Hz) y

un engrane helicoidal de baja velocidad (frecuencia de engrane 466.6 Hz) El ajuste incorrecto del

juego axial “back lash” de esta unidad causa múltiplos a la frecuencia de engranaje con bandas

laterales con diferencia igual a la frecuencia de entrada. La forma de onda proporciona la mejor

información para identificar dientes rotos, fracturados o despostillados [4.1] Aparecen pulsos a un

frecuencia igual al número de dientes defectuosos multiplicados por la frecuencia del eje (Figura

4.22) a menos de que más de un diente dañado esté engranado simultáneamente. En esta instancia, un

diente despostillado en el piñón apareciendo en un pulso cada 46.5 milisegundos. Problemas con

desalineamiento y distorsión generalmente se identificados en la forma de onda como modulación de

la frecuencia de engranaje (Figura 4.23) El estira y afloja de la frecuencia de engranaje mostrada en

la forma de onda se identifican como frecuencias de diferencia en el espectro a la velocidad del eje

de entrada.

Figura 4. 20 Diagrama esquemático de una caja de engranes de doble reducción.

4.23

Figura 4.21. Datos de vibración de una caja de engranes con piñón excéntrico.

Figura 4.22. Espectro y forma de onda de una caja de engranes con un diente roto en el piñón.

4.24

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

Figura 4.23. Datos provenientes de una caja de engranes desalineada y distorsionada.

4.25

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

Un motor de inducción se desliza-esto es,

no opera a la velocidad síncrona del

motor- debido a la carga. La diferencia

entre la velocidad síncrona del motor y la

velocidad real del motor se llama

deslizamiento (Ejemplo 4.4).

La figura 4.24 es un corte de la sección de

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

Ejemplo 4.3: Cálculo de velocidad síncrona del motor. ¿Cuál es la velocidad síncrona de un motor de inducción de

8 polos, que opera a 60 Hz de potencia?

SMS = (2) (60) / 8 =

(15 ciclos/s) (60 s/min) = 900 RPM

Ejemplo 4.4: Cálculo de la frecuencia de deslizamiento 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

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línea.

centro

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plos es

n nivel

4.27

Tabla 4.5. Identificación y corrección de fallas de motores - efectos eléctricos

(Frecuencia de alimentación 60 Hz)

Falla Frecuencia Ejemplo (figura #)

Espectro, Forma de onda / órbita Corrección / comentario

Variación del entrehierro

120 Hz 4.25

120 Hz más bandas laterales,

pulsaciones de 2X con 120 Hz

Centrar armadura, elimina distorsión del estator, eliminar claro excesivo en cojinetes y/o cualquier otra condición que

cause que el rotor esté excéntrico con respecto estator

Barras de rotor fracturadas

1X 4.26

Componente a 1X y bandas laterales iguales al número

de polos por la frecuencia de deslizamiento

Reemplazar las barras fracturadas o sueltas

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

Rotor fuera del centro

magnético 1X, 2X, 3X 4.28

Vibración alta en dirección axial

Corregir origen de la restricción que impide el desplazamiento axial –cojinete axial o cople

Corto circuito en estator

120 Hz y armónicas

4.29 120 Hz y armónicas

Reemplazar el estator

4.28

Figura 4.25. Datos de vibración de un motor eléctrico de 4000 HP con problemas en entrehierro.

Figura 4.26. Datos de un motor eléctrico de 2000 HP con una barra rota.

4.29

Figura 4.27. Datos de un motor de inducción de 1000 HP con rotor excéntrico.

Figura 4.28. Vibración axial de un motor de inducción de 1200 HP con rotor fuera del centro magnético.

4.30

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.

Figura 4.29. Vibración radial de un motor de 200 HP con cortos en el devanado del estator.

4.31

Bombas

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)

Figura 4.30. Curvas características de má quinas centrífu gas

4.32

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.

Figura 4.31. Características de la trayectoria del 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.

flujo

difusor

4.33

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.

Figura 4.32 Curva de flujo VS cabeza

4.34

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.

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4.35

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urbina.

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ración

4.36

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.

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

Figura 4.35. Características de un ventilador a velocidad constante.

4.37

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

Figura 4. 3

Figura 4

36. Desbala n

.37. Flojeda d

4.38

nce de masa

d en el cojin e

de un venti l

ete de ventil a

lador.

ador.

4.39

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.

Figura 4.37. Flojedad en el cojinete de ventilador.

Figura 4.38. Vibración aerodinámicamente inducida en un ventilador debido al posicionamiento de compuertas de regulación de flujo inadecuado

frecuencia, CPM

4.40

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 excesivos y/o desgaste en cojinetes hidrodinámicos causarán vibración similar al desbalance de 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.

4.41

• 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).

5.1

CAPÍTULO V

EVALUACIÓN DE LA CONDICIÓN DE LA MÁQUINA

Las amplitudes determinan la condición 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 tanto

desplazamiento como

frecuencia y es por lo tanto,

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.

Figura 5.1. Geometría de un Cojinete de Fricción por Película de Aceite.

5.2

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.

5.3

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]

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

Figura 5.2. Diagrama de Dresser- Clark para medidas de turbomaquinaria en eje

empleando sensores de proximidad [5.2].

R (µm pi

máquina.

La figura

y el claro

de onda, e

vigilarse l

co a pico) al

El claro diam

5.3 muestra d

diametral es

es de 140 µm

la máquina a

Tabla

Co

Figura 5.3

claro diamet

metral es la di

datos del cojin

de 300 µm pi

m (≈ 5.5 mils P

velocidades i

a 5.1. Evalua

Mantenim

Norm

Alarma o vi

rregir en el si

Paro inme

3 Desplazami

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ico a pico (≈

P-P) La relac

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miento

mal

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ma de onda COMP

Tiempo

5.4

ico a pico) de

re el diámetro

ompresor axia

12 mils P-P)

ción R/C es 1

,600 RPM.

Vibración del

3,600 R

0.3

0.3-0

0.5

0.7

pico del coj in

PRESSOR PT D in

en segundos

el cojinete, e

o del cojinete

al. La velocida

La vibración

140/300 = 0.4

Sistema Rot

R/C Permis

RPM 1

3

0.5

5

7

nete de un co

n Mils

en función a

y el diámetro

ad de la máqu

n pico a pico m

47. La tabla 5

tor - Cojinete

sible

0,000 RPM

0.2

0.2-0.4

0.4

0.6

ompresor axi

la velocidad

o del eje o m

uina es 1,437

medida de la f

5.1 indica que

e.

ial.

de la

muñón.

RPM

forma

e debe

5.5

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.

5.6

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.

5.7

FRECUENCIA FUNDAMENTAL Hz o cps

Figura 5.4. Gráfica de Blake modificada: límites de vibración para mediciones tomadas en tapas de

cojinetes [5.5]

TIPO DE FACTOR DE MÁQUINA SERVICIO

Motor electrico bomba- o ventilador de un paso 1

Maquinaria típica no-crítica 1

Turbogenerador, compresor centrífugo, bomba multi etapas 2

Maquinaria típica crítica 2

AA PELIGRO A FALLA AGUDA B ALGUNA FALLA C FALLA MENOR D 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

5.8

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

5.9

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:

• 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.

• Las medidas principales para la vibración registrada en tapas de cojinetes (carcasa) son: velocidad y aceleración pico o rms.

• 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)

rms rangos de severidad de

vibración

Severidad de vibración para diferentes clases de máquinas

mm/s Clase I Clase II Clase III Clase IV0.028

A A

A A

0.045 0.071 1.12

B 1.8

B 2.8

C B 4.5

C B 7.1 D C

11.2 D C 18.0 D 28.0

D 45.0

* 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 75-kW 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.

Tabla 5.3. ISO 2372 1974 [5.6]

5.10

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 97-107 (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 Range-from 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.

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 Velocidad 1800 rpm Carga __8__ MW

REGISTRO NO.

UNIDADES DE MEDIDA

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


7V 7H 8V 8H 3V 3H 1T 7T Análisis de ejes de generador y caja


6V 6H 4A° 4R□ 3A° 5A° 1T 7T Análisis del eje/carcasa de

caja de engranes

7 Velocidad 1Y 2Y 3R 6R 7Y 8Y 1T 7T 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

6.2

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.

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.

Figura 6.1. Localización de los puntos de medición.

6.3

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

6.4

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

6.5

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 máquina puede ser

representada por medio de 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

la primer frecuencia natural; Existen raras

Figura 6.2. Modelado de rotores y estructuras.

6.6

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 conocerse para obtener los

movimientos absolutos) Más bien,

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 6.3. Dos formas modales de un rotor de turbina.

Figura 6.4. Diagramas de Interferencia.

6.7

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

en una estructura durante la operación

(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

datos y procesamiento. El disparo de

adquisición deberá ajustarse a cierto

nivel de vibración; los datos serán

adquiridos a partir del impacto. El

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 6.5. Sitios de impacto y pruebas de referencia.

Figura 6.6. Espectro de prueba de impacto.

Sensores

Force F

6.8

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 frecuencia 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.

6.9

ambos tienen que montarse, grabe el ascenso de velocidad. Haga funcionar la máquina hasta que alcance

su estabilidad térmica antes de desenergizar para obtener los datos del descenso. Procese los datos e

identifique las velocidades críticas.

Dependiendo del gráfico, habrá picos en el

espectro de un analizador FFT (figura 6.7),

picos en una gráfica de Bode (figura 6.8) o

círculos o bucles en un filtro seguidor en un

diagrama polar (figura 6.9)

Puede observarse que la frecuencia natural

a la velocidad de operación no es

necesariamente la frecuencia natural medida

durante las pruebas de ascenso o descenso de

velocidad. Un diagrama de interferencia (ver

figura 6.4) es útil para visualizar las

frecuencias naturales de una máquina a

velocidades distintas a las velocidades críticas.

Empleo de un analizador FFT/colector

de datos. El modo de retención de pico puede

emplearse para proveer datos de velocidades

críticas; sin embargo, el rango de frecuencia

seleccionado debe ser suficientemente alto

para seguir el descenso de velocidad. El modo

de retención de pico, captura y despliega los valores pico de todos los datos después que se procesa cada

espectro. El tiempo de adquisición de un bloque de datos analizados depende del ancho de banda

seleccionado. Mientras menor sea el ancho de banda, mayor será el tiempo de adquisición.

El tiempo de adquisición Ts, está dado por la siguiente ecuación:

Ts = N/Fmax

N es el número de líneas. Fmax es el ancho de banda del analizador. El tiempo de adquisición puede

reducirse si se reducen las líneas de resolución. Adicionalmente, el procesamiento traslapado también

reduce el tiempo de adquisición. Con el procesamiento con traslape, un porcentaje de los datos de la

muestra previa se usa para calcular el espectro presente. En pruebas de descenso de velocidad de la

máquina, el proceso de cálculo de la FFT es siempre más rápido que la adquisición de los datos.

Si en un analizador de 400 líneas se selecciona un ancho de banda de 100 Hz (6,000 cpm), se requieren

4 segundos (400/100) para adquirir una muestra. Debido a que se requieren varias muestras para trazar una

Figura 6.8. Diagrama de Bodé una Prueba de Parada.

6.10

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

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

Figura 6.9. Diagrama Polar de Prueba de Arranque Tomado en el Cojinete de un Generador.

6.11

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

6.12

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 datos de buena calidad, procesados

adecuadamente, serán útiles para llevar a cabo análisis de 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

6.13

la amplitud en la forma de onda conduce al analista a concluir que las componentes en las celdas a

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.

Figura 6.10. Espectro y forma de onda de un motor eléctrico.

Figura 6.11. Bandas laterales alrededor de la componente

de 60 Hz.

6.14

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

Figura 6.12. Bandas laterales alrededor de la componente de 120 Hz.

6.15

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.

6.16

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 acerca de los sensores incluyendo localización, medidas y condición de procesos.

• 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.

Figura 6.14. Espectro de un generador en términos de órdenes.

6.17

• 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 montaje adecuados, aseguran que el equipo opere satisfactoriamente.

• 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.

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.

7.2

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 Resultado de la Falla A: Críticas El paro inesperado o falla causará pérdidas significativas en la

producción.

B: Críticas o propensas a fallas El paro inesperado o falla reduce pero no interrumpe la producción.

C: Críticas con respaldo Un factor de servicio ligero causa inconvenientes en la operación pero no interrumpe la producción; los costos de reparación justifican cierto nivel de monitoreo.

D: No críticas 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.

7.3

• 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 Frecuencia Cojinetes antifricción 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

Cojinetes hidrodinámicos Frecuencias fraccionarias de remolino

Engranes Frecuencia rotatoria de la unidad Frecuencias de engranaje y sus armónicos

Frecuencias de ensamblaje Frecuencias naturales del sistema (defectos de dientes de

engrane)

Ruedas con álabes e impulsores Frecuencias de la unidad rotatoria Frecuencias de paso de álabes y sus armónicos

Rotores Frecuencia rotatoria de fluidos atrapados Frecuencias naturales direccionales Armónicos de frecuencias elevadas

Coples y juntas universales Órdenes de frecuencia de la rotación

Mecanismos reciprocantes 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.

7.4

Tabla 7.3. Características de excitación y respuesta de máquinas.

Tipo de Máquina Características Máquinas centrífugas – tipos con

impulsores

Bombas centrífugas Cojinetes rígidos Frecuencia de paso de álabes y múltiplos

Compresores centrífugos Relación alta de peso carcasa a peso rotor Cojinetes cilíndricos con multisegmentos Frecuencias de paso de álabes de los impulsores

Ventiladores 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 mecánicosFrecuencias de álabes Rango para velocidades críticas: 5,000– 12,000 rpm Rozamientos y desbalance de masa

Turbinas de vapor para generación eléctrica

Frecuencias de álabes 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 Frecuencias de engranaje y armónicas Resonancias de carcasa Excitación de frecuencias naturales por defectos en dientes de engranes. Excentricidad de engranes Respuesta torsional

Transmisiones hidráulicas Excitación por frecuencia de deslizamiento Inestabilidad en cojinetes

Motores y generadores 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 Distorsión de carcasa Vibración originada por cojinetes en cimentación Excitación torsional elevada por fuerzas inerciales y presión

Bombas y compresores Excitación torsional elevada por fuerzas inerciales y presión

Equipos pequeños Fallas en rodamientos antifricción Flojedad Problemas en transmisiones de bandas y engranes

7.5

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

7.6

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 _______________________________ H.P. ______________ S.F. ___________

OUTBOARD _____________________________ 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.

7.7

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

Figura 7.2. Caja de engranes de doble reducción Cortesía de Lufkin Industries, Inc.

7.8

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. SKF 17-NOV-94 *** MCI DATABASE

Last MeasurementID Units Date Prev Val Last Val %Chq Alrm Sta

*** UNIT 2 TUR/GEN STD

2 TUR IN HOR IPS 17-NOV-94 0.43606 0.4828 11 A2

2 TUR IN VER IPS 17-NOV-94 0.1559 0.06862 -56 ---

2 TUR IN AX IPS 17-NOV-94 0.24359 0.2933 20 A1

2 TUR OUT HOR IPS 17-NOV-94 0.20413 0.211 3 A1

2 TUR OUT VER IPS 17-NOV-94 0.27773 0.1691 -39 ---

2 TUR OUT AX IPS 17-NOV-94 0.24792 0.1529 -38 ---

2 RED IN HOR HFD G HFD 17-NOV-94 0.61296 1.303 112 P

2 RED IN HOR ACC Gs 17-NOV-94 1.06701 1.383 30 ---

2 RED IN HOR VEL IPS 17-NOV-94 0.05997 0.06126 2 ---

2 RED IN VER HFD G HFD 17-NOV-94 0.35645 1.832 414 A1

2 RED IN VER ACC Gs 17-NOV-94 1.10673 3.908 253 A1

2 RED IN VER VEL IPS 17-NOV-94 0.08385 0.08152 -3 ---

2 RED IN AX HFD G HFD 17-NOV-94 0.98513 0.871 -12 ---

2 RED IN AX ACC Gs 17-NOV-94 1.31834 1.113 -16 ---

2 RED IN AX VEL IPS 17-NOV-94 0.09144 0.07465 -18 ---

2 RED OUT HOR HFD G HFD 17-NOV-94 0.46739 0.929 99 P

2 RED OUT HOR ACC Gs 17-NOV-94 0.8527 1.575 85 P

2 RED OUT HOR VEL IPS 17-NOV-94 0.07275 0.06803 -6 ---

2 RED OUT VER HFD G HFD 17-NOV-94 0.67461 0.502 -26 ---

2 RED OUT VER ACC Gs 17-NOV-94 1.19957 2.112 76 A1 P

2 RED OUT VER VEL IPS 17-NOV-94 0.02568 0.06956 171 P

2 RED OUT AX HFD G HFD 17-NOV-94 0.96285 1.598 66 A1 P

2 RED OUT AX ACC Gs 17-NOV-94 2.94848 2.722 -8 A1

2 RED OUT AX VEL IPS 17-NOV-94 0.09342 0.06782 -27 ---

2 GEN IN HOR IPS 17-NOV-94 0.236 0.01579 -33 ---

2 GEN IN VER IPS 17-NOV-94 0.03745 0.0634 -56 ---

2 GEN IN AXIAL IPS 17-NOV-94 0.02009 0.0472 135 ---

2 GEN OUT HOR IPS 17-NOV-94 0.0188 0.02154 15 ---

2 GEN OUT VER IPS 17-NOV-94 0.01567 0.01533 -2 ---

2 GEN OUT AXIAL IPS 17-NOV-94 0.01296 0.02352 81 ---

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

7.9

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.

7.10

** 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

ALARM SETUP Type: LEVEL Lower: 0.07 Upper: 0.2

Figura 7.5. Configuración para medición de velocidad en un motor eléctrico.

7.11

** HCI DATA BASE ** ________________________________________________________________________________

HIERARCHY OUTLINE

MCI SYSTEMS DEMO ................................................. Demo database PAPER CORP ................................................. NEWS HILL RANDOM DATA FILE ....................................... MISCELLANEOUS DATA P/M DRIVE SYSTEM ................................................. D.C. MOTOR/REDUCTION UNITS TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR IER HFD ................................. TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR IER .......................................... TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR DER HFD ................................ TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR DER ......................................... TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR DEX ........................................ TOP WIRE DRIVE TOP WIRE MTR DEX HFD................................ TOP WIRE DRIVE TOP WIRE RED IN RAD .................................... TOP WIRE DRIVE TOP WIRE RED IN AX ...................................... TOP WIRE DRIVE T/WIRE RED IN AX HFD .................................. TOP WIRE DRIVE T/WIRE RED OUT RAD ..................................... TOP WIRE DRIVE T/WIRE RED OUT AX ....................................... TOP 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

7.12

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]

7.13

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

7.14

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 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

Figura 7.7. Espectro de falla de un rodamiento enmascarada por

la frecuencia de engranaje.

7.15

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.

7.16

El análisis de tendencias en varios rangos de frecuencia provee información más detallada. Es

posible llevar la tendencia de varias medidas (velocidadrms, velocidadpico, aceleraciónpico, 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.

7.17

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.

7.18

• 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)

[Escribir texto]

CAPÍTULO VIII

CONCEPTOS BÁSICOS DE BALANCEO DE MAQUINARIA ROTATORIA

La reducción de fuerzas provee un control directo de las vibraciones

Las fuerzas sobre los cojinetes, estructuras, eje y acoplamientos que resultan de desbalance1 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

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.

Figura 8.1. Distribución del desbalance de masa

8.2

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.

Figura 8.2. Peso de balanceo

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)

Tabla 8.2. Tipos de desbalance

Estático y par — Figura 8.3 Dinámico en voladizo — Figura 8.4

Dinámico — Figura 8.5

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

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 alcentro de giro

8.3

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.

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.

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

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.

Figura 8.4. Ventilador en Voladizo. Figura 8.5. Desbalance Dinámico.

Tabla 8.3.

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

8.4

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.

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

indirectas de la vibración. El

sensor fotoeléctrico o sensor de

proximidad puede usarse para

proporcionar ángulos de fase

precisos. Una lámpara

estroboscópica permite

observar el comportamiento del

eje; las convenciones para

medir fase al usar una lámpara

estroboscópica se listan en la Tabla 8.6.

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

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 rotación- ángulo 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.

8.5

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

Figura 8.6. Mediciones empleando sensores de proximidad.

Figura 8.7. Mediciones empleando lámpara estroboscópica y transductor de velocidad.

Generador de pulso de

referencia

8.6

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

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

Figura 8.8. Relación entre el punto pesado y el punto alto “Retraso angular mecánico”

8.7

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

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.

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

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

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

8.8

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

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 WT

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.

Figura 8.9. Balanceo en un Solo Plano.

8.9

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.

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)

Tabla 8.9. Procedimiento para construir un diagrama vectorial para balanceo en un plano.

1. Marcar la dirección de rotación del rotor en la gráfica. 2. Marcar la dirección del incremento angular positivo. 3. Establecer una escala numérica de mils ( o µm) por división para que los vectores grandes no

excedan la gráfica. 4. La vibración original O (5 mils a 19º en la Figura 8.10) es trazada en la gráfica. 5. La posición del peso de prueba (WT) es trazada (30º) y su tamaño (75 gramos) es anotado en la gráfica. 6. 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. 7. La diferencia entre (O) y (O + T) es el efecto del peso de prueba. 8. El efecto del peso de prueba se obtiene dibujando una línea entre (O) y (O + T) 9. (O) + (T) debe ser igual que (O + T) Por consiguiente, la flecha en (T) debe apuntar a (O + T) 10. (T) se redibuja con su cola en el origen moviéndose en paralelo y manteniendo la misma longitud. 11. Dibujar una línea opuesta (O) desde el origen. 12. 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

efecto del peso de prueba (5/3.4) para determinar el peso de balanceo 75 g (5/3.4) = 110 g

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8.13

• 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).