Diferentes tipos de fallos dan lugar a diferentes tipos de cambio de vibración característica de la máquina, estos cambios son la finalidad de este informe ya que en el trataremos de explicarlas de la manera más sencilla, pero tratando de no obviar ningún punto, ya que todos son importantes e imprescindibles para corregir a tiempo cualquier tipo de falla y evitar daños en sus componentes de manera parcial o permanente.

1. UNIVERSIDAD GRAN MARISCAL DE AYACUCHO
FACULTAD DE INGENIERÍA
ESCUELA DE MANTENIMIENTO INDUSTRIAL
NÚCLEO BARCELONA. ESTADO ANZOÁTEGUI
ELECTIVA TECNICA
CATEGORIAS DE PATOLOGIAS CLASIFICADAS EN
VIBRACIONES DE MAQUINARIA ROTATIVA
Barcelona, Junio 2017

2. INDICE.
INTRODUCCION. 1
ANALISIS ESPECTRAL. 2
DESBALANCE. 5
Severidad del desbalanceo dinámico. 5
Tabla 1. Para grupo representativo de rotores acordada por ISO 1940 y ANSI S2.19 8
Diagrama 1. Límites para grados de calidad del desbalanceo residual de acuerdo a ISO 1940 Y ANSI S2.19. 8
Tipos de desbalanceo mecánico. 9
Desbalanceo estático. 9
Desbalanceo cople o par 10
Desbalanceo dinámico. 10
Como medir el desbalanceo mecánico. 11
DESALINEACION. 11
Desalineación paralela. 12
Desalineación Angular. 13
Desalineación General. 13
Efectos de la Temperatura en la Alineación. 13
Causas de Desalineación 13
Flecha flexionada 14
Chumaceras. 14
HOLGURA MECANICA EJE-AGUJERO 14
SOLTURA ESTRUCTURAL. 15

3. EXCENTRICIDAD. 16
Excentricidad en una polea. 17
Eje deformado. 17
Excentricidad en motores eléctricos. 18
Rotor excéntrico. 18
FALLAS EN ENGRANAJES. 19
Diagnóstico de averías en engranajes. 19
Desgaste del diámetro primitivo / diente roto. 20
Sobrecarga 20
Desalineación 20
Frecuencia de repetición de diente 21
RODAMIENTOS. 22
Vibración por elementos rodantes defectuosos. 22
Falla de rodamientos – otras causas 22
Defectos típicos en rodamientos y su identificación espectral 23
Fases de deterioro en rodamientos 24
Bandas de frecuencia para el estudio de la condición de rodamientos 25
Tabla para Bandas espectrales para la detección de problemas en rodamientos. 26
CONCLUSION. 27

4. 1
INTRODUCCION.
Hay que tener en cuenta que todas las máquinas vibran, debido a las tolerancias inherentes
a cada uno de sus elementos constructivos. Estas tolerancias proporcionan a una máquina
nueva una vibración característica básica mediante la cual comparar futuras vibraciones
para su correcta evaluación. Máquinas similares, funcionando en buenas condiciones,
tendrán similares características de vibraciones.
Un cambio en la vibración básica de una máquina, funcionando en condiciones normales,
será indicativo de que algún defecto incipiente se está dando en alguno de sus elementos.
Diferentes tipos de fallos dan lugar a diferentes tipos de cambio de vibración característica
de la máquina, estos cambios son la finalidad de este informe ya que en el trataremos de
explicarlas de la manera más sencilla, pero tratando de no obviar ningún punto, ya que
todos son importantes e imprescindibles para corregir a tiempo cualquier tipo de falla y
evitar daños en sus componentes de manera parcial o permanente.

5. 2
ANALISIS ESPECTRAL.
Generalmente cuando hablamos del Análisis de Vibraciones Mecánica se nos viene a la mente un
gráfico parecido a un electrocardiograma y suponemos que solo un experto en el tema puede ser
capaz de interpretarlo, sin embargo, esto no es exactamente así, un repaso de algunos conceptos
básicos de física y un mínimo de conocimiento en el tema de vibraciones mecánicas será suficiente
para comprender la explicación del analista y entablar con él una discusión productiva para poder
tomar decisiones oportuna y acertada.
Las manifestaciones de las vibraciones están asociadas a la relación existente entre Desplazamiento,
Velocidad y Aceleración de los objetos, que a su vez se relacionan con las propiedades de rigidez,
amortiguación y masa de los mismos.
En función a esto es importante primero que nada recordar algunos conceptos básicos.
 Fuerza: en los términos más básico, es toda acción, esfuerzo e influencia que pueda alterar el
estado de movimiento o de reposo de un objeto. Esto quiere decir que una fuerza puede dar
aceleración a un objeto, modificando su velocidad, su dirección y el sentido de su
movimiento.
 Desplazamiento: Es el cambio de posición de un objeto entre dos instantes o tiempos bien
definidos, generalmente en un análisis de vibraciones la unidad de medida del
desplazamiento se expresa en Micrones (µm).

Velocidad: es una magnitud física que expresa la rata de cambio del desplazamiento de un
objeto por unidad de tiempo. Matemáticamente representa a la primera derivada del
desplazamiento. La unidad de medida de la velocidad en un espectro de vibración
generalmente esta expresada en pulgadas por segundo (in/s).

Aceleración: es una magnitud física que expresa la rata de cambio de la Velocidad de un
objeto por unidad de tiempo. Matemáticamente representa a la primera derivada de la
velocidad y la segunda derivada del desplazamiento. La unidad de medida de la aceleración
en un espectro de vibración generalmente esta expresada en g’s (en relación con la
aceleración de la gravedad).
Estas cuatro variables físicas son las claves para entender rápidamente un espectro o un reporte de
análisis de vibración.
Recordemos también que todas estas variables pueden ser representadas gráficamente a través de
ondas sinodales (espectros) con sus respectivas frecuencias y amplitudes en función del tiempo.

6. 3
Sin embargo cuando analizamos un espectro de vibración raramente lo hacemos en función del
tiempo, generalmente se hace en función de la frecuencia de giro de las maquinas (graficado en el eje
horizontal), la cual, nos permite identificar la fuente del problema, mientras que en el otro eje (el
vertical) graficamos la amplitud de todas las señales de vibración en términos de desplazamiento,
velocidad o aceleración, la cual, nos indica la severidad del problema. Esto quiere decir que si
observamos en un espectro una frecuencia determinada con una amplitud predominante podemos
predecir el tipo de problema presente en una máquina y su severidad, lo cual, representa la esencia
de todo programa de mantenimiento predictivo.
Las frecuencias que podemos observar en un espectro se dividen en tres grupos que pueden
distinguirse como múltiplos de la velocidad fundamental de rotación de la maquina (1X) o una
combinación de ellas (armónicas):
Frecuencias Bajas: (1X, 2X, 3X) donde se detectan los problemas de desbalance, desalineación, ejes
doblados y holguras mecánicas. La energía (fuerza) disipada por estas frecuencias es muy alta y
destructiva lo que supone una parada de la máquina y la detección y corrección inmediata de su
origen.
El 90% de los casos de desalineación se manifiestan en la misma frecuencia de la velocidad de
rotación de la maquina (1X), el 10% restante se manifiestan en frecuencias 2X a 3X de la velocidad
de rotación.
Igualmente los problemas de desbalance y eje doblados siempre se presentan a la frecuencia de la
velocidad de giro de la maquina (1X) y representan el 80% de la vibración total de una maquina.
Frecuencias Medias: (4X, 5X, 6X…) Se originan por resonancias estructurales y son propias del
tipo de construcción de las maquinas.

7. 4
Frecuencias Altas: (10X o Mayor) La amplitud de estas frecuencias es muy baja en comparación a
las de las frecuencias anteriores y son características de fallas superficiales de los componentes
dinámicos de los rodamientos y elementos de engranajes.
La ventaja de un análisis espectral es que nos permite evaluar cada señal de vibración
(desplazamiento, velocidad y aceleración) independientemente, así pues, como norma general
cuando evaluamos eventos de bajas frecuencias lo hacemos en un espectro de velocidad (como el de
la gráfica arriba) y cuando evaluamos eventos de altas frecuencias lo hacemos en un espectro de
aceleración.
Los planos de medición son también elementos importantes en el análisis espectral, ya que,
dependiendo del plano y la dirección donde se tome la medida, podemos identificar problemas
específicos en una máquina.
Existen dos planos de medición, el Radial (R) y el Axial (A). Existen a su vez tres direcciones en los
planos antes mencionados: las direcciones Horizontal (H) y Vertical (V) en el plano radial y la
dirección longitudinal en el plano axial.
Los ejes desbalanceados se manifiestan en espectros con alta vibración en el plano axial, mientras
que cuando la vibración en la dirección axial es 50% más alta que los niveles de vibración el plano
radial se asume que existe un eje doblado o desalineado.
Las vibraciones en la dirección radial son de más amplitud en la dirección horizontal que en la
vertical, ya que, generalmente las maquinas son más rígidas en la dirección vertical.
Existe otras series de términos, elementos y variables relacionados al análisis espectral, así como
diferentes métodos para obtener una medida de vibración que no he mencionado aquí y que con
seguridad un analista experimentado y con buena disposición a compartir conocimiento puede
explicarnos, sin embargo este pequeño resumen puede servir de base para tener una buena discusión
y tomar una decisión oportuna a los problemas de vibración mecánica presentes en nuestras
maquinas.

8. 5
DESBALANCE.
El desbalanceo mecánico en elementos rotatorios (rotor) se ha convertido en un problema
importante en el desarrollo de maquinaria moderna, especialmente en donde altas velocidades y
la confiabilidad son de extrema importancia.
El desbalanceo mecánico es la fuente de vibración más común en sistemas con elementos
rotativos, todo rotor mantiene un nivel de desbalanceo residual, el hecho de que estos
generen vibraciones o no, dependen básicamente de que estos operen dentro de las
tolerancias de calidad establecidas en las normas para las características y velocidades del rotor
en cuestión
El mantener el desbalanceo residual dentro de tolerancias permitirá:
Evitar falla por fatiga en estructuras y elementos asociadas al elementorotatorio,
 Incrementar la vida útil del sistema rotatorio y u omáquina,
 Ahorro de energía,
 Prevenir cargas excesivas en rodamientos debido a sobrecargas.
Causas del desbalanceo mecánico
Existe una gran cantidad de fuentes del desbalanceo mecánico en maquinaria rotativa, las más
comunes son:
 Falta de homogeneidad en materiales, especialmente en fundiciones, en las cuales la
presencia de burbujas de aire es una causa común de desbalanceo,
Flechas flexionadas,
Errores de maquinado y tolerancias en el proceso de manufactura,
Cambio de componentes del rotor durante operaciones de mantenimiento,
 Desgaste irregular durante la operación de lamáquina,
 Depósitos de material acumulados durante la operación de la máquina,
 Distorsión del rotor debida a gradientes de temperatura,
Etc.
Severidad del desbalanceo dinámico.
Todo rotor posee un desbalanceo residual, La aplicación de una técnica matemática y de un
equipo de medición para reducir al desbalanceo a sus más bajos límites de vibración, muchas veces
resulta inapropiado y muy costoso, debido a eso surgen normas que satisfacen los requerimientos
para asegurar el buen funcionamiento de estos elementos, en donde se conjuga el
compromiso técnico y el económico.

9. 6
Estas normas consideran elementos esenciales que habrán de tomarse en cuenta antes de
seleccionar los criterios de aceptación del desbalanceo residual, algunas de estas consideraciones
son:
1. Geometría propia del elemento rotatorio,
2. Velocidad de giro,
3. Masa inercial del elemento,
4. Planos de corrección.
Existen diversas normas para la obtención de límites de error (tolerancias) del desbalanceo
residual (ver referencias), todas estas aplican de acuerdo a las características indicadas
anteriormente.
En este caso mostraremos los límites de error (tolerancias) que aplican para rotores rígidos, la
norma que aplica es la: ISO 1940-1:2003 Mechanical vibration - Balance quality requirements
for rotors in a constant (rigid) state - Part 1: Specification and verification of balance tolerances.
Relación entre desbalanceo permitido y la masa del rotor
En general, es tan grande el desbalanceo residual permitido en un rotor de gran masa, que sin
embargo, el valor permisible residual
Uper de un rotor de masa m en términos específicos, están dados por la siguiente fórmula:
Si se considera que existen n geometrías de rotores, se puede establecer el caso especial donde
todo desbalanceo presente en un rotor pueda ser reducido al sistema equivalente de un único
desbalanceo, localizado en un plano transversal a lo largo de la flecha axial asumiendo un
desbalanceo tipo cople igual a cero, se considera entonces que el eper es un equivalente del
desplazamiento permisible del centro de masa del rotor al eje axial de laflecha.
Grados de calidad relativos a la velocidad de servicio y desbalanceo específico
La experiencia muestra que en general, para rotores del mismo tipo de eper este varía inversamente
a la velocidad del rotor en el intervalo de velocidad mostrado en el diagrama 1, en donde para un
determinado grado de calidad la relación está dada por la siguiente fórmula:
Dónde:
ω es la velocidad angular del rotor a la máxima velocidad de servicio. Esta relación
demuestra que, para un rotor geométricamente similar y girando a perímetros de velocidad
semejantes, los esfuerzos en rodamientos y rotores son los mismos. La tabla de grados de calidad

10. 7
están basados en esta relación. Cada grado de balanceo de calidad es mostrado en el diagrama 1 y
contiene un intervalo de desbalanceo específico permisible, desde un límite inferior cero hasta
un límite superior dado por la magnitud del producto de (eper ·ω) expresado en mm/s. Los grados de
calidad son designados de acuerdo al producto de la conexión. Si del producto de eper .ω es
igual a 630 mm/s, el grado de calidad de balanceo es designado G 630.
Calidad Balanceo
Grados G
eme,. o
mmis
Tipos de Rotor
Ejemplos Generales
G 4000 4 000 Juego de ejes montados en motores marinos diesel lentos
con diferente número de cilindros.
G 1600 1 600 Juego de ejes rígidos montados a maquinaria de dos ciclos.
G 630 630 Juegos de ejes rígidos montados en maquinaria de cuatro
ciclos y rotores flexibles en motores diesel marinos.
G 250 250 Rotores rígidos rápidos, motores diesel de cuatro
cilindros.
G 100 100 Rotores rápidos diesel con seis o más cilindros. Gasolina
o diesel para camiones y locomotoras.
G 40 40 Ruedas y aros de automóviles compactos.
G 16 16 Ejes de transmisión automotrices, partes de máquinas
agrícolas y trituradoras.
G 6.3 6.3 Ejes de transmisión de requisitos especiales. Rotores de
maquinaria de procesamiento. Envasadoras centrífugas,
abanicos, volantes. Bombas centrífugas, armaduras estándar
de motores eléctricos, máquinas en general.
G 2.5 2.5 Turbinas, sopladores, generadores, armaduras de tamaño
mediano y grande para requisitos especiales. Bombas con
unidad motriz de turbina.
G 1 1 Rotores de motores de reacción y sobrecargados. Unidades
motrices de grabadoras y tocadiscos.
G 0.4 0.4 Armaduras, ejes y molduras de máquinas esmeriladoras de
precisión.

11. 8
Tabla 1. Para grupo representativo de rotores acordada por ISO 1940 y ANSI S2.19
Los grados de balanceo están separados uno respecto de otro por un factor de 2,5 veces. Un
grado fino puede ser necesario en algunos casos, especialmente cuando la alta precisión de
balanceo es requerida.
Diagrama 1. Límites para grados de calidad del desbalanceo residual de acuerdo a ISO 1940
Y ANSI S2.19.

12. 9
Ejemplo para determinar el desbalanceo residual permitido en un rotor; Ejemplo de la determinación
del desbalanceo residual utilizando el método anterior, datos:
Velocidad de operación = 5 000 min-1,Se supone un balanceo 2 planos,
Peso del rotor = 250 kg (m), Grado de balanceo requerido = 2.5 (G),Con los datos de velocidad y
grado de balanceo requerido se encuentra en diagrama el valor de eper = 5 g·mm/kg. (Límite inferior),
Para determinar el desbalanceo específico se tiene que:
Como se tienen dos planos, 1 250/2 = 625 g·mm por plano.
Tipos de desbalanceo mecánico.
Existen tres tipos de desbalanceo que están presentes en un sistema dinámico rotatorio, éstos se
pueden clasificar como:
Desbalanceo estático.
Es el caso más simple de desbalanceo, ocurre en un rotor uniforme de masa M montado en una
flecha (rotor), cuando coincide su eje de rotación con su eje de simetría geométrica. Si una
masa pequeña m se fija al rotor a una distancia r a partir del eje de rotación, entonces el
rotor estará desbalanceado. La fuerza centrífuga genera-da por la masa m cuando el disco rota
a una velocidad de ω, está dada por:
Dónde:
F es la fuerza equivalente a la fuerza generada por una excentricidad
e, del centro de gravedad del rotor con respecto a su eje de rotación

13. 10
M es la masa del rotor (kg),
e es la excentricidad del rotor (m, metros),
Cg es el centro de gravedad del rotor.
Desbalanceo cople o par
En el caso de un cilindro, como se muestra en la figura, es posible tener dos masas iguales,
localizadas a una distancia igual del centro de gravedad, pero opuestas. En este caso el rotor está
balanceado estáticamente, sin embargo las dos masas causan un cambio de orientación de
los ejes de inercia principales centroidales. Este tipo de desbalanceo solo puede ser corregido
tomando mediciones de vibración cuando el rotor esté trabajan-do y después hacer correcciones
en dos planos.
Desbalanceo dinámico.
Normalmente el desbalanceo en un rotor es la combinación de desbalanceo estático y desbalanceo
de cople, como se muestra en la figura. Para corregir el desbalanceo dinámico es necesario
hacer mediciones de vibración mientras el rotor está trabajando y hacer correcciones en dos planos.
Lo anterior nos muestra de manera general los tipos de desbalanceo mecánico que podemos
esperar en un sistema rotatorio, des-afortunadamente la solución depende de una gran variedad
de elementos que afectan las características propias de los elementos mecánicos al estar
operando.

14. 11
Como medir el desbalanceo mecánico.
La magnitud del desbalanceo residual no puede ser obtenido por método directo, ésta es
obtenida por medio de otras magnitudes, que son la de masa (g, gramos) y amplitud de
vibración (μm, mm/s y m/s2), y fase (0 a 360 °).
Para llevar a efecto dicha medición se requiere de un equipo sencillo para medir vibración
(Ao ) y velocidad del rotor (ω0 ) de cualquier equipo o máquina, en el cual se muestra un
sensor óptico que envía un pulso eléctrico cada revolución del rotor para calcular su velocidad.
El acelerómetro genera una señal eléctrica proporcional a la aceleración del soporte del rotor,
esta señal es filtrada a la frecuencia de operación del rotor para ser enviada a un medidor de
vibración.
Un medidor de fase (φ0) compara la señal del acelerómetro y la del sensor óptico para obtener el
ángulo de fase entre estas dos señales.
Una vez obtenidos los datos anteriores se procede a montar una masa de prueba mp en el
rotor y se hacen las mediciones de vibración (A1) y velocidad del rotor (ω1) para obtener el dato de
fase (φ1).
Conjuntando los datos, es posible calcular la magnitud y la posición de la masa que debe tener la
masa de corrección para el balanceo del rotor. Para lo cual es necesario conocer bien los siguientes
aspectos: Selección de la masa de prueba, cálculo de la posición de la masa de corrección,
aseguramiento de las mediciones (calibración del instrumento) y montaje de la masa de
corrección.
DESALINEACION.
La desalineación es una condición en la que las líneas centrales de flechas acopladas no coinciden. Si
las líneas centrales de las flechas desalineadas están paralelas perno coinciden, entonces se dice que
la desalineación es una desalineación paralela.

15. 12
Si las flechas desalineadas se juntan pero no son paralelas, entonces la desalineación se llama
desalineación angular. Casi todas las desalineaciones que se observen en la práctica son una
combinación de los dos tipos de base.
Altos niveles radiales y tangenciales causados por desalineación pueden imitar desbalanceo.
Desalineación paralela.
La desalineación paralela produce una fuerza de cizallamiento y un momento de flexión en la
extremidad acoplada de cada flecha, niveles de vibración altos en 2x y en 1x. Se producen en las
direcciones radiales o tangenciales en los rodamientos en cada lado del acoplamiento, y son de fase
opuesta. En la mayoría de los casos, los componentes 2x estarán más altos que los 1x. Los niveles
axiales 1x y 2x estarán bajos solamente en desalineación paralela. y su fase estará opuesta.
Desalineación paralela
Si la velocidad de la máquina puede variar, la vibración, debido al desbalanceo también variará
según el cuadrado de la velocidad. Si se duplica la velocidad, el nivel del componente de desbalanceo
se incrementará por un factor de cuatro, pero la vibración debida a la desalineación no cambiará de
nivel. A continuación enseñamos un espectro típico de una máquina desalineada.
Desalineación

16. 13
Desalineación Angular.
La desalineación angular produce un momento de flexión en cada flecha, y esto genera una fuerte
vibración en 1x, y algo de vibración en 2x en la dirección axial en ambos rodamientos y de fase
opuesta. También habrá niveles relativamente fuertes en direcciones radiales y/o transversales1x y
2x, pero en fase.
Desalineación angular
Un acoplamiento desalineado generalmente producirá niveles axiales bastante altos en 1x en los
rodamientos a las otras extremidades de las flechas también.
Desalineación General.
La mayoría de los casos de desalineación son una combinación de los tipos descritos arriba. El
diagnóstico está basado en picos 2x más fuertes que los picos 1x y en la existencia de picos axiales 1x
y 2x. Noten que altos niveles axiales 1x no están causados por desbalanceo en rotores sobresalientes.
La desalineación produce una variedad de síntomas en tipos diferentes de máquinas y se deben
consultar las firmas de vibraciones promedios para máquinas sanas con el fin de determinar los
niveles permisibles 1x y 2x.
Efectos de la Temperatura en la Alineación.
La mejor alineación de cualquier máquina siempre ocurrirá solamente a una temperatura de
operación y se espera que esta sea su temperatura de operación normal. Es imperativo que las
mediciones de vibración para el diagnóstico de desalineación sean hechos con la máquina a su
temperatura de operación normal.
Causas de Desalineación
La desalineación está causada por las condiciones siguientes:
 Ensamblado impreciso de los componentes, como motores, bombas etc.
 La posición relativa de los componentes se altera después delmontaje.
 Distorsión debido a fuerzas en tuberías.
 Distorsión en soportes flexibles debido a torque.
 Expansión de la estructura de la maquina debido al alza de latemperatura.
 El frente del acoplamiento no está perpendicular al eje de laflecha.
 "Pie Suave", esto es cuando una máquina se altera cuando los pernos de fijación son
puestos bajo fuerzas de torque.

17. 14
Flecha flexionada
La alineación de una máquina con una flecha flexionada no reducirá su nivel de vibración
La firma de vibración causada por una flecha flexionada se parece a la firma causada por
desalineación, y es fácil confundirlas. Una flecha flexionada, que por lo general está causada por un
calentamiento desigual en el rotor, debido a una barra de rotor en mal estado, causa altos picos
axiales 1x y 2x y altos picos radiales y transversales 1x en ambos rodamientos. La fase del
componente 1x estará opuesta en las extremidades opuestas del rotor.
Chumaceras.
La mayoría de las chumaceras generarán picos espectrales a frecuencias más bajas que 1x, y estos se
llaman picos subsincronos. A veces, los armónicos de estos picos subsincronos también se generan,
lo que indica una fuerte degeneración del rodamiento. A continuación mencionamos algunas causas
que se tienen que investigar cuando se hace el diagnóstico de las chumaceras.
Remolino de aceite (Oil Whirl)
Remolino de aceite es una condición en la que ocurre una fuerte vibración entre 0.
38x 0. 48x. Nunca aparece en exactamente 0. 5x, pero siempre está un poco más bajo de frecuencia.
Está causado por un juego excesivo y una carga radial ligera, lo que resulta en una acumulación de
la película de aceite y obliga el gorrón de migrar en el rodamiento a menos de la mitad de las RPM.
El remolino de aceite es una condición seria, que necesita corrección, cuando se encuentra, ya que se
puede deteriorar rápidamente hasta el punto donde hay contacto de metal a metal en el rodamiento.
HOLGURA MECANICA EJE-AGUJERO
Una holgura eje-agujero está causado por un juego excesivo entre las partes rotativas estas pueden
ser: Aflojamiento de manguitos, tolerancias de manufactura inadecuadas (con juego), y holgura
entre el impulsor y su eje en bombas. Causa un truncamiento en la forma de onda en el dominio del
tiempo. La falla genera múltiples armónicos y subarmónicos de 1X RPS, destacándose los armónicos
fraccionarios 1/2 X, 1/3 X, 1.5 X, 2.5 X,... Frecuentemente la fase es inestable y el nivel máximo
tiende a una dirección notable realizando lecturas radiales espaciadas 30 grados entre sí.
NOTA:
Se recomienda verificar la colocación de los manguitos y los juegos eje-agujero cercano al punto de
medición. Igualmente, los ajustes de rotor-eje.

18. 15
SOLTURA ESTRUCTURAL.
Son las holguras asociadas a los elementos mecánicos no rotativos de la máquina: anclajes de
fijación a la bancada, uniones entre tuberías, cajeras de rodamientos, etc. Normalmente, se
manifiesta más claramente en las direcciones radiales de medida que en las axiales, con la presencia
en el espectro de frecuencias de varios armónicos de la velocidad de giro del eje. Un indicador de la
severidad de la holgura es la comparación de la amplitud de los armónicos a 2x y 3x con respecto a
la frecuencia a 1x, de forma que cuando la amplitud de dichos armónicos está por encima del 50% de
la amplitud del pico a 1x, nos indicará una mayor severidad de la holgura.
El motivo por el que este tipo de holguras se manifiestan en los espectros de frecuencia con varios
armónicos de la frecuencia de giro (1x, 2x, 3x, 4x, etc.) se ilustran en la figura siguiente. El rotor
presenta un ligero desequilibrio como fuerza de excitación de las holguras debidas al aflojamiento de
los anclajes entre el soporte del rodamiento y la bancada.
En las cuatro etapas de la figura podemos ver como a medida que el punto pesado de desequilibrio va
girando hasta completar una vuelta completa, se producen cuatro fuerzas o impulsos, indicadas en
las cuatro figuras, dos de las cuales son debidas al desequilibrio y las otras dos al retorno de cada
uno de los lados del soporte a la bancada. Esto nos originará varios armónicos de la frecuencia de
giro en el espectro de vibración.
Para identificar y localizar si existen o no holguras entre dos elementos estructurales, como pueden
ser una pata de un motor y su bancada, debidos al aflojamiento de los pernos o rotura del anclaje,
existe un método muy sencillo que consiste en tomar lecturas de vibración y fase, en todas las
direcciones posibles de medida (axiales, horizontales y verticales) en los dos elementos en estudio.
 Si los espectros obtenidos en la misma dirección en los dos elementos presentan amplitudes
similares y además las lecturas de fase son idénticas nos indicarán que existe una buena
unión entre los dos elementos.
 Si por el contrario, las amplitudes de los picos armónicos de la frecuencia de giro en las
mismas direcciones de medida en los dos elementos son distintas, y además hay diferencias
importantes de fase entre ellas, nos confirmarán la existencia de holguras entre ambos
elementos.

19. 16
Holguras en mal anclaje. Holguras en una bancada.
EXCENTRICIDAD.
La excentricidad es otra de las causas comunes de vibración en la maquinaria rotativa.
Excentricidad en este caso no significa "ovalización", sino que la línea central del eje no es la misma
que la línea central del rotor – el centro de rotación verdadero difiere de la línea central geométrica.
La excentricidad es en realidad una fuente común de desbalances, y se debe a un mayor peso de un
lado del centro de rotación que del otro.
La excentricidad se define como la no coincidencia entre el eje de rotación y el eje de simetría. La
excentricidad puede tener lugar en diferentes tipos de elementos mecánicos, como son las poleas, las
ruedas dentadas y en el posicionamiento relativo entre dos piezas concéntricas, caso del rotor y el
estator de un motor.
Debido a una mejora en los procesos de fabricación la excentricidad no es un fenómeno muy
extendido, teniendo su origen fundamentalmente en un desgaste desigual de la superficie. Este es el
caso del desgaste en las gargantas de las poleas. En los motores eléctricos la excentricidad originada
por el incorrecto posicionamiento relativo entre el rotor y el estator se pone de manifiesto debido a
una disminución progresiva del entrehierro por parte de los fabricantes para un incremento de la
eficiencia del motor.
La excentricidad se manifiesta de forma diferente en un elemento mecánico, caso de una polea, que
en el caso del motor eléctrico donde está presente la existencia de un campo magnético.
Diferentes tipos de excentricidad

20. 17
Excentricidad en una polea.
La excentricidad se manifiesta de la misma forma que el desequilibrio, con una fuerte vibración a la
frecuencia de giro de la polea en la dirección radial. Si se diagnostica como desequilibrio puede que
se corrija el problema, pero la excentricidad suele depender de la carga, por lo que al variar las
condiciones de carga bajo las que se realizó el equilibrado, los niveles de vibración pueden
incrementarse. La fase es un parámetro del que se dispone para diferenciar la excentricidad del
desequilibrio. Como se comentó en el capítulo anterior, el desequilibrio presenta un desfase de 90°
entre sus dos lecturas radiales. En el caso de la excentricidad, se genera una variación periódica en
la tensión de las correas. La fuerza de reacción en las poleas origina un movimiento de las poleas en
la dirección de la fuerza por lo que si se realizan lecturas de fase radiales en la polea, estas lecturas
estarán en fase como se muestra en la Figura.
En una lectura espectral tomada en línea con las dos poleas, la frecuencia de la polea desgastada se
manifiesta normalmente en la otra polea. Si se quitan las correas y el armónico de la velocidad de
giro disminuye significativamente, es bastante probable que el problema sea un desgaste del
diámetro primitivo de la polea.
Excentricidad en una polea
Eje deformado.
Se dice que un rotor está deformado cuando pierde su simetría con respecto a su eje de giro. La
deformación puede tener su origen por dilataciones térmicas o sobrecargas radiales y axiales. Un eje
deformado se manifiesta en el espectro a la frecuencia de giro del eje. Sin embargo a diferencia del
desequilibrio se detectará una vibración axial significativa, cuyo espectro de frecuencias asociado
presentará, acompañando al primer armónico de la velocidad de giro, un segundo armónico. Si se
intenta su equilibrado, normalmente es necesario un gran peso de corrección. La presencia de
vibración axial no es exclusiva del eje deformado, sino que también se encuentra en el desequilibrio
de ejes en voladizo y en la desalineación en acoplamientos o rodamientos. El parámetro que nos
ayudaría a dar un diagnóstico más preciso, como ya se comentó sería la fase. Hay que realizar
lecturas en la dirección axial en ambos rodamientos de apoyo. Si hay un desfase de 180° nos
indicará que el eje está deformado. Por otro lado, en la mayoría de los casos de ejes deformados, las
lecturas de fase en las direcciones horizontal y vertical de ambos rodamientos son iguales.

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Eje deformado.
Excentricidad en motores eléctricos.
Excentricidad de estator, cortos por laminaciones y componentes sueltos
Los problemas de estator generan una alta vibración al doble de la frecuencia de línea (2x FL). La
excentricidad del estator produce un entrehierro estacionario desigual entre el rotor y el estator que
ocasiona una vibración muy direccional. Las diferencias en el entrehierro no deben exceder del 5%
para motores de inducción y del 10% para motores síncronos. Las patas sueltas y las bases alabeadas
(deformadas) pueden producir un estator excéntrico.
El hierro suelto (loose iron) se debe a debilidad o flojedad del soporte del estator. Las laminaciones
cortocircuitadas del estator pueden ocasionar un calentamiento localizado y desigual que puede
distorsionar al propio estator. Esto produce una vibración inducida térmicamente que puede
aumentar significativamente con el tiempo, ocasionando distorsión del estator y problemas de
entrehierro estático.
Excentricidad de estator.
Rotor excéntrico.
Los rotores excéntricos producen un entrehierro variable de manera giratoria entre el rotor y el
estator que induce una vibración pulsatoria (normalmente entre 2x FL y el armónico de velocidad
de funcionamiento más próximo). Frecuentemente es necesario "ampliar" el espectro para separar
2x FL y el armónico de velocidad de funcionamiento.

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Los rotores excéntricos generan 2x FL rodeado por las bandas laterales de la frecuencia de paso de
polo (FP) así como bandas laterales FP alrededor de la velocidad de funcionamiento. FP aparece a
baja frecuencia. Los valores comunes de FP oscilan de aprox. 20 a 120 CPM (0,3 ~ 2,0 Hz). Una
pata suelta o desalineación induce frecuentemente un entrehierro variable debido a la distorsión (en
realidad un problema mecánico, no eléctrico).
Rotor excéntrico.
FALLAS EN ENGRANAJES.
Diagnóstico de averías en engranajes.
Engranaje excéntrico o eje doblado.
La excentricidad en el engranaje o el eje doblado provoca modulación en la GMF a la velocidad de
giro de la rueda excéntrica. También puede aparecer modulación en las velocidades de rotación de
los ejes en caso de un problema suficientemente grave. Si la rueda de salida es excéntrica, su pico en
1x RPM presentará mayor amplitud y las bandas laterales aparecerán espaciadas a dicha frecuencia
en lugar de a 1x RPM del piñón.
Síntomas:
 Aumento de la amplitud en 1x, 2x y/o 3x GMF.
 Bandas laterales importantes en torno a 1x, 2x y/o 3x GMF a la frecuencia 1x RPM de la rueda
causante del problema.
 Aumento de la amplitud en 1x RPM de la rueda que presenta el problema y, si se trata de un
problema grave, aparecerán además armónicos.
Engranaje excéntrico o eje doblado.

23. 20
Desgaste del diámetro primitivo / diente roto.
El desgaste de los engranajes provoca picos importantes en la GMF y sus armónicos. Además, el
rozamiento excita la frecuencia natural del engranaje, lo cual provoca la aparición de nuevas
frecuencias en el espectro que podrían corresponderse con la frecuencia de resonancia del piñón o la
corona. Los indicadores principales son la aparición de las frecuencias de resonancia del engranaje
con bandas laterales y el tamaño y número de bandas laterales en 1x, 2x y/o 3x GMF. No basta sólo
con estudiar las amplitudes de la GMF y sus armónicos ya que estos reflejan mejor problemas de
carga y alineación.
Síntomas:
 Aumento de la amplitud en 1x, 2x y/o 3x GMF.
 Bandas laterales importantes en torno a 1x, 2x y/o 3x GMF a la frecuencia 1x RPM de la
rueda desgastada.
 Picos correspondientes a la frecuencia de resonancia del piñón o la corona.
 Bandas laterales a 1x RPM de la rueda desgastada alrededor de la frecuencia deresonancia.
Sobrecarga
Suele afectar en mayor medida a la GMF y sus armónicos que a las bandas laterales de la velocidad
de giro, que son relativamente pocas y de menor amplitud. Oscilaciones en la amplitud de la GMF y
sus armónicos (sin cambios significativos en las bandas laterales) no indica, por sí sólo, la presencia
de un problema. Incluso si la carga permanece constante, el engranaje que soporta dicha carga
cambia constantemente sin que exista ningún deterioro del estado del mismo. Puede también
producirse un cambio en el nivel de carga con un efecto muy notable en el espectro sin que ello
implique la presencia de problemas.
Síntomas:
 Mayores amplitudes en 1x, 2x y/o 3x GMF.
Engranaje sobrecargado.
Desalineación
La vibración predominante tiene lugar a 1x RPM y a 2x RPM de los ejes desalineados, pudiendo
excitar la frecuencia de engrane, observándose los tres primeros armónicos de la GMF. Altera la

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rotación normal de los engranajes al dificultar el encaje entre dientes en las partes donde se
encuentran desalineados, provocando que una reducción momentánea de la velocidad de giro. La
FFT representa este fenómeno mediante picos al doble de la velocidad de rotación y al doble de la
frecuencia de engrane. Cada uno de estos dos síntomas, principalmente el pico en 2x GMF, puede
ser debido a un problema de alineación en el engranaje, que a su vez, podría estar provocado por una
desalineación en un acoplamiento u otro factor externo como un problema en labancada.
Síntomas:
 Aumento de la amplitud en 2x GMF.
 Picos en otros armónicos de la GMF (1x, 3x, etc.).
 Importantes bandas laterales en 2x GMF y en 1x o incluso 2x RPM.
 Armónicos de la velocidad de giro de cada eje en 2x e incluso 3x RPM.
Desalineación de un engranaje.
Frecuencia de repetición de diente
La llamada frecuencia de repetición de diente es el ritmo con que un diente en un engranaje se une
con un diente particular en otro engranaje. Si la relación de dientes en los engranajes es un número
entero, la frecuencia de repetición de diente coincidirá con las RPM del engranaje más grande y los
mismos dientes estarán en contacto una vez por revolución. Esto causa un desgaste desigual en los
engranajes, ya que, un defecto pequeño en un diente contactará de manera repetitiva con el mismo
diente en el otro engranaje, causando un desgaste localizado en estos dientes.
Por esta razón, las cajas de engranajes no se construyen con esas proporciones sencillas, a menos
que sea absolutamente necesario. Idealmente, la frecuencia de repetición de diente debería ser lo más
baja posible, para distribuir de manera uniforme el desgaste en los dos engranajes. Esto se consigue
haciendo que el número de dientes en cada engranaje sea un número primo. En algunas cajas, la
frecuencia de repetición de diente aparecerá en el espectro de vibraciones y de ser así, se debería
vigilar su tendencia en el tiempo, ya que bajo esas circunstancias el desgaste evoluciona
rápidamente.
Síntomas:
 Pico en 1x FRD y posiblemente en 2x FRD.
 Bandas laterales a FRD en 1x RPM de cada eje.
 Bandas laterales a FRD en 1x GMF y sus armónicos.
 Ruido pulsante de baja frecuencia en el engranaje.

25. 22
Frecuencia de repetición de diente
RODAMIENTOS.
Vibración por elementos rodantes defectuosos.
Defectos en las pistas, en las bolas o en los rodillos de rodamientos de elementos rodantes ocasionan
vibración de alta frecuencia; y, lo que es más, la frecuencia no es necesariamente un múltiplo
integral de la velocidad de rotación del eje. La amplitud de la vibración dependerá de la gravedad de
la falla del rodamiento.
Nota: la vibración generada por el rodamiento normalmente no es transmitida a otros puntos de la
máquina. Por lo tanto, el rodamiento defectuoso es generalmente el que se encuentra más cerca del
punto donde ocurre el mayor nivel de vibración de este tipo.
Falla de rodamientos – otras causas
Los rodamientos no fallan prematuramente a menos que alguna otra fuerza actúe sobre ellos; y tales
fuerzas son generalmente las mismas que ocasionan vibración.
Causas comunes de fallas en los rodamientos de elementos rodantes:
 Carga excesiva
 Falta de alineamiento
 Defectos de asientos del eje y/o de las perforaciones en elalojamiento
 Montaje defectuoso
 Ajuste incorrecto
 Lubricación inadecuada o incorrecta
 Sellado deficiente
 Falsa brinelación (Deformación bajo carga)
 Corriente eléctrica
Los rodamientos están formados por varios componentes claramente diferenciados: pista interior,
bolas o rodillos, jaula y pista exterior. El deterioro de cada uno de estos elementos generará una o
varias frecuencias características en los espectros de frecuencia que nos permitirán una rápida y
fácil identificación. Las cuatro posibles frecuencias de deterioro de un rodamiento son:

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BPFO o frecuencia de deterioro de la pista exterior. Físicamente es el número de bolas o rodillos
que pasan por un punto de la pista exterior cada vez que el eje realiza un giro completo.
BPFI o frecuencia de deterioro de la pista interior. Físicamente es el número de bolas o rodillos
que pasan por un punto de la pista interior cada vez que el eje realiza un giro completo.
BSF o frecuencia de deterioro de los elementos rodantes. Físicamente es el número de giros que
realiza una bola del rodamiento cada vez que el eje realiza un giro completo.
FTF o frecuencia fundamental de tren o de deterioro de la jaula. Físicamente es el número de giros
que realiza la jaula del rodamiento cada vez que el eje realiza un giro completo.
Componentes de un rodamiento. Frecuencias de deterioro de un rodamiento.
Defectos típicos en rodamientos y su identificación espectral
A continuación se presentan los defectos más típicos de rodamientos y su identificación en el
espectro de frecuencias.
 Defectos en la pista interior. Los espectros presentan varios picos armónicos de la frecuencia de
deterioro de la pista interior (normalmente entre 8 y 10 armónicos de la BPFI) modulados por
bandas laterales a 1x RPM.
 Defectos en la pista exterior. Los espectros se caracterizan por presentar picos armónicos de la
frecuencia de deterioro de la pista exterior (entre 8 y 10 armónicos de laBPFO).
 Defectos en bolas o rodillos. Se caracterizan por presentar en los espectros las frecuencias de
deterioro de los elementos rodantes (BSF). En la mayoría de las ocasiones, el armónico de mayor
amplitud nos suele indicar el número de bolas o rodillos deteriorados. Normalmente van
acompañadas por defectos en pista.
 Deterioro de jaula. Generalmente un defecto en jaula va acompañado por defectos en pistas y las
FTF suelen modular a estas frecuencias de deterioro de pista como sumas y/o diferencias de
frecuencias.
 Defectos de múltiples componentes. Es bastante frecuente encontrar rodamientos con múltiples
componentes deteriorados, en cuyo caso aparecerán todas las frecuencias de deterioro y sus
armónicos correspondientes.
 Holguras. Podemos distinguir los tipos siguientes:

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 Excesiva holgura interna en el rodamiento. Suelen presentar una firma espectral
caracterizada por la presencia de vibración síncrona (armónicos de la velocidad de giro),
vibración subsíncrona (0,5x RPM) y no síncrona (1,5x RPM, 2,5xRPM, 3,5x RPM, etc.).
A veces pueden ir moduladas por la FTF.
 Holguras entre rodamiento y eje. Aparecen varios armónicos de la frecuencia de giro y
normalmente el múltiplo dominante es el 3x RPM.
 Holguras entre rodamiento y cajera. Presenta varios armónicos a la frecuencia de giro,
destacando por su mayor amplitud los picos a 1x y 4x RPM.
 Rodamientos desalineados. Como ya se ha comentado en el capítulo de desalineación, las firmas
espectrales se caracterizan por la presencia de vibración a varios armónicos de la frecuencia de
giro, destacando por su mayor amplitud el pico a NB·RPM, siendo NB el número de elementos
rodantes del rodamiento.
 Inadecuada lubricación. Los problemas de lubricación se caracterizan por presentar vibración a
alta frecuencia (entre 50.000 y 100.000 CPM) presentando bandas de picos distanciadas entre
sí un rango de frecuencia variable entre 48.000 y 7.800 CPM, debidas a la excitación de las
frecuencias de resonancia de los rodamientos que se encuentran en estas zonas de frecuencia.
Fallo en la pista interior. Fallo en la pista exterior.
Fallo en el elemento rodante. Fallo de jaula
Fases de deterioro en rodamientos
Fase 1: En esta fase, el rodamiento se encuentra en perfecto estado con lo cual en el espectro sólo se
aprecian la frecuencia de giro y posiblemente algunos de sus armónicos.
Fase 2: Aparecen lecturas de vibración a alta frecuencia, las cuales constituyen el primer indicador
del inicio del deterioro de un rodamiento. Dichas lecturas se deben a impactos, provocados por un

28. 25
pequeño defecto, que suelen excitar las frecuencias naturales de las pistas de rodadura a alta
frecuencia. Estas medidas se realizan en el espectro de aceleración en una banda comprendida entre
1 kHz y 20 kHz.
Fase 3: Aparecen las frecuencias características de defectos y sus armónicos. A medida que el daño
progresa se incrementa las magnitud de los armónicos de las frecuencias de fallo y aumenta la
aceleración a alta frecuencia. El seguimiento de su evolución nos permite planificar su cambio con la
suficiente antelación.
Fase 4: Esta es la fase final del rodamiento. Cuando este se encuentra muy dañado aparecen
síntomas similares a holguras y roces. Aparece además, ruido de fondo detectable en aceleración a
alta frecuencia. Aumenta la amplitud de 1x RPM y sus armónicos y disminuyen o desaparecen las
frecuencias de fallo enmascaradas en el ruido de fondo.
Fase 1 del deterioro de un rodamiento Fase 2 del deterioro de un rodamiento
Fase 3 del deterioro de un rodamiento. Fase 4 del deterioro de un rodamiento
Bandas de frecuencia para el estudio de la condición de rodamientos
La posibilidad de descomponer el valor global del espectro en bandas de frecuencia nos permite
conocer de antemano las zonas en las que se suelen manifestar los problemas más típicos y nos
ayudan a su identificación, incluso antes de llegar a visualizar el espectro en frecuencias y la onda
en el tiempo. Para máquinas normales en las que se pretende controlar problemas a bajas y medias
frecuencias (desequilibrios, desalineaciones, holguras, etc.) y a altas frecuencias (rodamientos)
recomendamos utilizar las bandas de frecuencia indicadas en la tablasiguiente.

29. 26
Tabla para Bandas espectrales para la detección de problemas en rodamientos.

30. 27
CONCLUSION.
Como futuros ingenieros de mantenimiento industrial es necesario el manejo de temas de gran
importancias como son la clasificación de patologías vibratorias en equipos rotativos, podemos
concluir que gracias a los avances tecnológicos el gran mundo de las vibraciones ha encontrado
varias opciones a la hora de detectar por qué o la razón más lógica a la hora de detectar algunas
fallas causadas por vibraciones de componentes que conforman los tan usados equipos rotativas en
tareas industriales, es gracias a la interpretación de espectros de vibración o del análisis de ondas en
el tiempo, que se pueden detectar o interpretar de manera más efectiva los datos obtenidos y así
poder dar solución viable y acertada a la falla o anomalía presente en el equipo, algunos de estos
casos pueden ser, turbulencias en blowers y bombas, problemas de lubricación o contacto metal con
metal según sea el caso, mientras que la otra técnica de detección de la falla se debe aplicar de forma
adecuada tomando en cuenta el amortiguamiento del medio, otra de las técnicas para detección de
patologías es la transformada de fournier, la cual está cargada con información un poco más
compleja la cual comprende las señales características de cada componente de la máquina, y por lo
tanto es imposible detectarla a simple vista, también es posible detectar algún problema de vibración
mediante la observación de una gráfica de amplitud en función de la frecuencia, la cual se conoce
con el nombre de dominio de la frecuencia, cabe destacar que las patologías en equipos rotativos
forman un gran número y es necesario que se analicen cada aspecto de las mismas para así poder
solventar o solucionar de manera definitiva la falla o anomalía que se presenta en un momento dado
para así garantizar la correcta operatividad del equipo, y que esté disponible y confiable, algunas de
las patologías más comunes son: fallas en rodamientos, flujo de gases, fallas en frecuencia de aspas,
desalineación de poleas, desbalanceo, pata coja por mala fijación de equipos, fallas en engranajes,
rotor o eje pandeado, excentricidad en componentes de los equipos, holgura mecánica etc., esperamos
que este trabajo haya servido para aclarar o fortalecer e identificar algunas patologías de vibraciones
y muchas de las situaciones que causan la patología.