Descargado 602 veces
![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
captador de
proximidad
Turbina a gas 50 Mw 9,000 RPM
película de
aceite
desplazamiento del eje
aceleración de la
carcasa
captador de
proximidad
acelerómetro
Motores de
Inducción
grandes
4,000 HP 3,600 RPM
película de
aceite
desplazamiento del eje
captador de
proximidad
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
acelerómetro
o velocidad
Bombas
centrífugas de
alta eficiencia
18,000
HP
5,000 RPM
película de
aceite
desplazamiento del eje
y velocidad de la
carcasa
captador de
proximidad
acelerómetro
o velocidad](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-33-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-41-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-54-320.jpg)
![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 eje de una bomba de lubricación.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-78-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-79-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-80-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-84-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-86-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-89-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-97-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-98-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-107-320.jpg)
![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].](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-108-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-110-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-112-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-113-320.jpg)
![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 IV
0.028
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]](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-114-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-119-320.jpg)
![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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-126-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-133-320.jpg)
![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.](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-141-320.jpg)
![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]](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-144-320.jpg)
![[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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-151-320.jpg)
![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/N2
e)
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](https://image.slidesharecdn.com/01vibracionesbasicasdemaquinas-libre-150507155219-lva1-app6892/85/01-vibraciones-basicas_de_maquinas-libre-157-320.jpg)
Subido porRoberto Ortega
01 vibraciones basicas_de_maquinas-libre
Este documento presenta una introducción a los conceptos básicos de vibraciones de maquinaria. Explica las unidades utilizadas para medir vibraciones como desplazamiento, velocidad y aceleración. Describe la naturaleza física de las vibraciones y los factores que afectan el movimiento vibratorio como la frecuencia, amplitud y fase. Finalmente, resume los conceptos clave de masa, rigidez y amortiguamiento y su relación con las propiedades del sistema vibratorio.
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01 vibraciones basicas_de_maquinas-libre
- 1. Introducción al AnálisisBásico de Maquinaria Ronald L. Eshleman
- 2. Vibraciones Básicas deMáquinas 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
- 3. Eshleman, Ronald L. VibracionesBásicas 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
- 4. TABLA de CONTENDO CapítuloI: 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
- 5. Capítulo IV: Diagnósticode 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
- 6. Capítulo VII: MonitoreoPeriódico 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
- 7. PROLOGO Vibraciones Básicas deMáquinas, 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
- 8. 1.1 CAPITULO I VIBRACIONES BÁSICASDE 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 Amplitudde vibración 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)
- 9. 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.
- 10. 1.3 La causa dela 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 Elperiodo es medido ensegundoso milisegundos[1,000 milisegundos(mseg) =1seg,paraobtener segundos apartirde milisegundos, mover elpuntodecimal hacia la izquierda tres lugaresodividirentre1,000
- 11. 1.4 Figura 1.2a. Propiedaddel Sistema: masa. Figura 1.2b. Propiedad del Sistema: rigidez. Figura 1.2c. Propiedad del Sistema: Amortiguamiento
- 12. 1.5 Figura 1.3. VibraciónArmónica 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
- 13. 1.6 Figura 1.5. Espectroy 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 + v2 2 + v3 2 + v4 2 + ..... + vn 2 ), 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
- 14. 1.7 N = 60x 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
- 15. 1.8 máquina cuando lasfrecuencias 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)2 D 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.
- 16. 1.9 De acuerdo conla 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)2 D 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
- 17. 1.10 Solución: f = 1,775ciclos/min (1 min / 60 s) = 29.58 ciclos/s = 29.58 Hz D = Aceleración / (2πf) 2 D = 0.5 g´s (386.1 in/s 2 /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/s 2 /g A = 9.2 g´s 0-P = 9.2 x 9.81 m/s 2 0-P = 90.3 m/s 2 0-P
- 18. 1.11 La medición devibraciones 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.
- 19. 1.12 partir de unamedida 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.
- 20. 1.13 Figura 1.12. Medición delángulo 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.
- 21. 1.14 Medición del ángulode 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.
- 22. 1.15 Figura 1.13. Armónicascomponentes 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
- 23. 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.
- 24. 1.17 Excitación El propósito delanálisis 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.
- 25. 1.18 Frecuencias Naturales, FormasModales 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.
- 26. 1.19 Tabla 1. 4Algunas 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.
- 27. 1.20 RESUMEN DE LATEORÍA 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.
- 28. 2.1 CAPITULO II ADQUISICIÓN DEDATOS 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.
- 29. 2.2 Selección del parámetroa 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.
- 30. 2.3 En resumen, laselección 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.
- 31. 2.4 Tabla 2. 1.Parámetrosempleados 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
- 32. 2.5 Transductores de Vibración Lainformación 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.
- 33. 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 captador de proximidad Turbina a gas 50 Mw 9,000 RPM película de aceite desplazamiento del eje aceleración de la carcasa captador de proximidad acelerómetro Motores de Inducción grandes 4,000 HP 3,600 RPM película de aceite desplazamiento del eje captador de proximidad 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 acelerómetro o velocidad Bombas centrífugas de alta eficiencia 18,000 HP 5,000 RPM película de aceite desplazamiento del eje y velocidad de la carcasa captador de proximidad acelerómetro o velocidad
- 34. 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 velocidad de la carcasa acelerómetro o velocidad Compresores Centrífugos 1,000 HP 5,000 RPM película de aceite desplazamiento del eje captador de proximidad Compresores Reciprocantes 500 HP 480 RPM película de aceite velocidad de la carcasa acelerómetro o velocidad Dryer Roll 300 RPM rodamiento de 26 rodillos velocidad de la carcasa acelerómetro o velocidad 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. 3a. Captador de Proximidad. Cortesía de Bently Nevada Corporation
- 35. 2.8 La sensibilidad delos 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.
- 36. 2.9 Figura 2.4b. Curvade 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.
- 37. 2.10 Acelerómetros. Son sensoresutilizados 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)2 D), 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.
- 38. una señ la longi Accesor Cuando elgiro d utilizan sincroniz rotativo q la adqui adquirido disparado accesorio algunos ángulo d (ver figur Figura ñal en la dire itud del cab rios de dispar es ventajoso a del eje o con l los accesorio zado a la frecu que envía una isición de los os en la mism or envíe una se o de disparo e de sus múltip de fase entre la ura 1.11). a 2.6. Martillo de fuer ección X por ble y la sens cu Tr ma ga elé pie mo ro. asociar directam la vibración de os de disparo uencia de una m señal a un ana s datos y tod ma posición a eñal al analizad está asociado plos, al estar a señal de refer o y Calibrado rza. r vibraciones sibilidad por uidadosamen ransductores artillos moda auges), tambi éctricas que ezoeléctricos odificada por mente los dato e otras partes o; este acceso marca o una pr alizador u oscil dos los datos angular del eje dor. La frecuen con la velocid asociados se rencia y la seña or 2.11 s en la direcc r temperatur nte. s de Fuerza. ales (modal h én contienen son proporci generan una la conversión os de vibración de la máquin orio detecta o rotuberancia de loscopio que in empezarán a e cada vez qu ncia de la seña dad del eje o puede medir al de la vibraci ción Y), sin ra del aceler . Los transdu hammers) o n cristales pie ionales a la a señal de am n de la carga n con na, se o es el eje nicia a ser ue el al del de r el ión Figu análog Cort embargo; El rómetro deb uctores de fu calibradores ezoeléctricos fuerza aplic mplia impeda o voltaje a ba ura 2.7. Acces go y suministr tesía de PCB l ruido del c en ser evalu fuerza, tales c de fuerzas (f y generan se ada. Los cri ancia que deb aja impedanci sorio Integrad rador de pote piezotronix In cable, uadas como (force eñales stales be ser ia. dor encia. nc.
- 39. 2.12 Sensores Ópticos. Lossensores 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.
- 40. 2.13 Luz Estroboscópica. Laluz 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
- 41. 2.14 Adicionalmente, las terminalesdeben 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
- 42. 2.15 Figura 2.12. Posicionesde medición en la zona de carga. 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
- 43. 2.16 son inaccesibles, lostransductores 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.
- 44. 2.17 Presentación de losDatos 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 Compresor
- 45. 2.18 Espectro. La configuracióndel 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
- 46. 2.19 Resumen de laAdquisición 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).
- 47. 3.1 CAPITULO III PROCESAMIENTO DEDATOS 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.
- 48. 3.2 Entrada externa deintensidad. 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
- 49. 3.3 Analizador FFT El analizadorFFT (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
- 50. Figurra 3.4c. Cole Cortesiade ectores DC-7B PREDICT/D Figura 3.4 B y 8603. DLI Colectores E 3.4 Electrónicos Figura 3 de Cortesia de V de Datos 3.4d. Colecto e Datos Spec Vibration Spe or y Analizad ctra VIB. eciality Corpo dor oration
- 51. 3.5 Colectores Electrónicos deDatos: 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.
- 52. 3.6 En la figura3.6 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.
- 53. 3.7 El número dedatos 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).
- 54. 3.8 Ventanas Espectrales El algoritmode 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.
- 55. 3.9 destruye parte dela 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.
- 56. 3.10 Figura 3.13. Ejemplode 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.
- 57. 3.11 Rango Dinámico El RangoDinámico 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
- 58. 3.12 Este rango dinámicoestá 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.
- 59. 3.13 Figura 3.20. Promediadorms en el tiempo de un rodillo con perforaciones ciegas Figura 3.21. Promediado síncrono en el tiempo de un rodillo con perforaciones ciegas
- 60. 3.14 Algunos analizadores FFTgeneran 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
- 61. 3.15 Ejemplo 3.2: Calcularlas 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 = 250,2 40 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 = segundos4.6 500 )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.
- 62. 3.16 La resolución confiable2 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 2 11 = 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
- 63. 3.17 se está midiendoa 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.
- 64. 3.18 • La ventanaHanning 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.
- 65. 4.1 CAPITULO IV EL DIAGNÓSTICODE 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.
- 66. 4.2 Tabla 4.1. Técnicasde 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.
- 67. 4.3 Figura 4.1. Vibracióninducida 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.
- 68. 4.4 Figura 4.3. Defectosen rodillos de rodamientos – 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.
- 69. 4.5 Figura 4.5. Resonanciade 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
- 70. 4.6 Identificación espectral. Esun 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.
- 71. 4.7 Tabla 4.2. Identificacióny 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 hidrodinámic o y holgura excesiva 1X, subarmónicas y/u órdenes 4.12 Componentes altas a 1X y ½X, algunas veces componentes a 1½X; 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.
- 72. 4.8 Por ejemplo, a1800 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 CriticaPrimera Frecuencia Natural Segunda Frecuencia Natural Velocidad RPM 1x 2x 3x 6300 5400 4500 4000 2700 1800 900 FrecuenciaCPM 300 600 900 1200 1500 1800
- 73. 4.9 rotor puede permanecera 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.
- 74. 4.10 normalmente pequeña, sinembargo, 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.
- 75. 4.11 Una reducción abruptaen 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.
- 76. 4.12 La distorsión. Ladistorsión 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
- 77. 4.13 • Figura 4.12. Claroexcesivo en el cojinete lado gobernador de una turbina de vapor de 9 MW Figura 4.13. Flojedad de un cojinete un ventilador.
- 78. 4.14 Cojinetes de elementosrodantes 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 eje de una bomba de lubricación.
- 79. 4.15 • Frecuencia fundamentaldel 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
- 80. 4.16 la frecuencia deoperación 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.
- 81. 4.17 Tabla 4.3. Análisisde 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
- 82. Figu Figura 4.17. velocidad,IPS ra 4.16.Defe un . Defecto sev ecto de la p n rodillo “Pic vero en la pi 4.18 ista interna ckup” de su ista interna ( de un rodam cción. (el rodamien miento de nto duró 14 ddías)
- 83. fallas incip técnicas ta masason t Figur velocidad,IPS pientes de roda ambién se aplic tales, que el m Figura ra 4.19. Claro Bandas la amientos debid can a la evalua monitoreo globa 4.18. Frecue o excesivo e aterales a la ve do al proceso ación de condi al no refleja ca encia fundam en un rodam frecuencia, H elocidad de o 4.19 de degradació ición de equipo ambios en la co mental excit iento de gra frecuencia, Hz peración ón de los cojin o de baja veloc ondición de la ada por defe an tamaño. Hz Méto de (HFD la me la evalu diagn sistem datos Técni proce de a emple datos proce señale son val netes de eleme cidad, en los c a máquina. ectos en bol odos de dete alta frecu D) La acelerac edida primaria condición uación nósticos mas de colecci basados en icas esamiento de s alta frecuenc ean en colecto y sistema esamiento digi es. Estas té liosas para de entos rodantes. cuales la estruc as. ección uencia ción es a para de y con ión de n PC. de eñales ia se ores de as de ital de cnicas etectar . Estas ctura y
- 84. 4.20 Los métodos dedetección 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
- 85. 4.21 con diferencias igualesa la velocidad de operación identifican problemas tales como desgaste de dientes y distorsión de la caja de engranes. Antes de que una falla sea analizada, las frecuencias de la caja de engranes deben ser calculadas a partir de los datos proporcionados por el fabricante. La figura 4.20 muestra una caja de doble reducción. Las frecuencias involucradas en la caja de engranes se calculan en el Ejemplo 4.2. Problemas de engrane atribuibles a desgaste no uniforme, juego entre dientes inapropiado, ralladuras y excentricidades, generalmente aparecen en el espectro como la frecuencia de engranaje con bandas laterales a la frecuencia de la velocidad del eje defectuoso. Engranes severamente desgastados, mostrarán múltiplos de la frecuencia de engranaje con bandas laterales. La señal de mayor intensidad proveniente de engranes helicoidales y “herringbone”, se obtienen normalmente de las mediciones axiales. Tabla 4.4. Identificación de fallas en engranes y cajas de engranaje. Falla Frecuencia Ejemplo (Figura No.) Espectro y forma de onda Engranajes excéntricos Frecuencia de engrane: GMF 4.21 Frecuencia de engranaje con bandas laterales con separación igual a la frecuencia del engrane excéntrico Engrane desgastado Frecuencia de engrane: GMF 4.2 Frecuencia de engranaje con bandas laterales con separación igual a la frecuencia del engrane desgastado, rallado o picado, algunas veces 1/2, 1/3, 1/4 GMF Juego entre dientes o juego axial inapropiado Frecuencia de engrane: GMF 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
- 86. 4.22 Las cajas deengranes 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.
- 87. 4.23 Figura 4.21. Datosde 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.
- 88. 4.24 Ejemplo 4.2: Cálculosde 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.
- 89. 4.25 operar a unnúmero 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
- 90. ejemplo, exactamen presenta componen un motor. Fallas evidentes iguales al Notemos enfigura provocan La fig observan Un motor magnético que gener un signo d de vibraci estator flexib nte dos veces a dos veces ntes son muy Es mejor des s tales como sólo cuando l número de p las bandas la 4.26. Las la una flexión d gura 4.27 con bandas later r vibraciones o. A medida ran las frecuen de devanados ión anormalm Fi ble) que cauc s la frecuenci la velocidad cercanas. Ob senergizar el barras de rot el motor está polos multipl aterales a los aminaciones del rotor. El re ntiene datos r rales a la velo s axiales eleva que el rotor t ncias naturale s del estator e mente alto com igure 4.24. D Co ce una variac ia de línea (F d de operaci bviamente los motor e inme tor rotas o su á bajo carga. L icado por la s costados del en corto cau esultado es vi radiales de un ocidad de ope adas a frecue trata de centr es. Vibración n corto (Figu mo resultado Diagrama de C rtesía de Gen 4.26 ión en el ent igura 4.25) S ión, se mani problemas el ediatamente o ueltas, o uni Las barras de frecuencia de l pico a la fre usan puntos ibración a la v n motor con u eración y alre encias no sínc rarse magnéti radial a dos v ura 4.29) El m de cortos en Corte de un neral Electric trehierro con Si una compon ifiestan pulsa léctricos desa observar el esp ión fracturada e rotor fractur e deslizamien ecuencia de o calientes loc velocidad de un rotor con ededor del pic cronas (ver fi icamente (axi veces la frecu motor de induc el estator. Motor de Ind Company la rotación g nente de vibr aciones debid aparecen cuan pectro de vibr a al anillo de radas ocasiona nto a la veloc operación del cales en el ro operación. excentricidad co a 2X la fre igura 4.28) es ialmente) se p uencia de la lí cción de 12 p ducción. genera vibrac ración mecán do a que la ndo se desene ración. e cortocircuit an bandas lat idad de opera espectro mos otor que a su d en cojinete ecuencia de stá fuera del c producen imp ínea y múltip polos tiene un ción a ica se s dos ergiza to son erales ación. strado u vez es. Se línea. centro pactos plos es n nivel
- 91. 4.27 Tabla 4.5. Identificacióny 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
- 92. 4.28 Figura 4.25. Datosde 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.
- 93. 4.29 Figura 4.27. Datosde 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.
- 94. 4.30 Máquinas Centrífugas yAxiales 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.
- 95. 4.31 Bombas Una bomba centrífugaconsiste 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 máquinas centrífugas
- 96. 4.32 Los fluidos quetransportan 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
- 97. 4.33 Caso de estudiode 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
- 98. 4.34 Cuando las bombasse 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.
- 99. Desplazamiento“mils”picoapicoDesplazamiento“mils”–picoapico F Tiem Figura 4 frecuencia Figura 4.34.C mpo en segundo .33. Recircul 4.35 a, CPM Cavitación. os lación. o o d c d su u su sa p D b e La presión ocurría cuand operaba en el de dos. Esta uando la tem de la torre de uficientement una bomba uficiente al atisfacer los presión de Desafortunada bomba e xperimentaba n de descarga o sólo una b múltiple en condición o mperatura del e enfriamient te baja para suministrara condensador requesitos de e la tu amente, en oper a cavitación. a baja bomba lugar curría agua to era a que agua r para e baja urbina. una ración
- 100. 4.36 Ventiladores Muchos ventiladores centrífugostienen 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.
- 101. 4.37 Ejemplo 4.6: Frecuenciade 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
- 102. Figura 4.3 Figura 4 36.Desbalan .37. Flojedad 4.38 nce de masa d en el cojine de un ventil ete de ventila lador. ador.
- 103. 4.39 Compresores Debido a laspresiones 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
- 104. 4.40 Resumen de diagnósticode 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.
- 105. 4.41 • Los problemaseléctricos 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).
- 106. 5.1 CAPÍTULO V EVALUACIÓN DELA 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.
- 107. 5.2 cojinetes de películade 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.
- 108. 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].
- 109. R (µm pi máquina. Lafigura 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 form tral C (µm pi iferencia entr nete de un co ico a pico (≈ P-P) La relac inferiores a 3, ación de la V miento mal igilancia iguiente paro ediato iento pico a p 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 cojin 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
- 110. 5.5 Ejemplo 5.1: Determinaciónde 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.
- 111. 5.6 Tabla 5.2 Lineamientosde 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.
- 112. 5.7 FRECUENCIA FUNDAMENTAL Hzo 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
- 113. 5.8 Los criterios ylos 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
- 114. 5.9 Los límites estánbasados 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 IV 0.028 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]
- 115. 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.
- 116. CAPÍTULO VI PRUEBAS ENMÁQUINAS 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 5 Desplazamiento (µm P-P) 7V 7H 8V 8H 3V 3H 1T 7T Análisis de ejes de generador y caja 6 Desplazamiento (µm P-P) 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
- 117. 6.2 Se emplea unagrabadora 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.
- 118. 6.3 Un colector dedatos 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
- 119. 6.4 colectores de datosmodernos 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
- 120. 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 rarasFigura 6.2. Modelado de rotores y estructuras.
- 121. 6.6 excepciones que involucransistemas 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.
- 122. 6.7 magnitud de laamplitud 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
- 123. 6.8 mostradas diagramáticamente enla 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.
- 124. 6.9 ambos tienen quemontarse, 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.
- 125. 6.10 curva suave duranteuna 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.
- 126. 6.11 forma que eltiempo 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
- 127. 6.12 niveles pueden variartanto 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
- 128. 6.13 la amplitud enla 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.
- 129. 6.14 La figura 6.13contiene 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.
- 130. 6.15 deberá describir elequipos 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.
- 131. 6.16 Resumen de Pruebasde 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.
- 132. 6.17 • Las especificacionesdeben 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.
- 133. CAPÍTULO VII MONITOREO PERIODICO Elmonitoreo 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.
- 134. 7.2 Listado y categorización Ellistado 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.
- 135. 7.3 • Sensibilidad ala 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.
- 136. 7.4 Tabla 7.3. Característicasde 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 mecánicos Frecuencias 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
- 137. 7.5 Los detalles decada 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
- 138. 7.6 de agua dealimentación, 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.
- 139. 7.7 Si la rutaestá 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.
- 140. 7.8 transductor y elvalor 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 Measurement ID 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
- 141. 7.9 contase con rodamientosantifricción. 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.
- 142. 7.10 ** MCI DATABASE ** ___________________________________________________________________________________ ___________________________________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.
- 143. 7.11 ** HCI DATABASE ** ________________________________________________________________________________ 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
- 144. 7.12 velocidades críticas dela 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]
- 145. 7.13 Filtrado de información Elfiltrado 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
- 146. 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.
- 147. 7.15 frecuencia corresponden típicamentea 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.
- 148. 7.16 El análisis detendencias 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.
- 149. 7.17 Ejemplo 7.1: Establecimientode 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.
- 150. 7.18 • Para unprograma 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)
- 151. [Escribir texto] CAPÍTULO VIII CONCEPTOSBÁSICOS 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
- 152. 8.2 Tipos de desbalance Lostipos 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 al centro de giro
- 153. 8.3 Para rotores rígidosla 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
- 154. 8.4 Verificaciones previas albalanceo 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.
- 155. 8.5 La figura 8.6muestra 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
- 156. 8.6 de velocidad (seintegra 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”
- 157. 8.7 Tabla 8.7 Errores deBalanceo 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/N2 e) 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
- 158. 8.8 Tabla 8.8 MétodoVectorial 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.
- 159. 8.9 Para lograr elbalanceo, 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
- 160. Niveles ac La Figura entapas d cuando se ceptables de a 5.4 (Gráfica de cojinetes e e utilizan sens vibración de Blake) mu en campo. La sores de proxi Figu uestra un ejem figura 5.2 se imidad. ura 8.10. Bal 8.10 mplo de los lí e emplea para lanceo en un ímites de vibr a evaluar la se plano. ración para m everidad de v mediciones tom vibración en c madas campo
- 161. Resumen • El des cuerp •La ma • La fu masas • El bal posici • El pun • El pun n de balanceo sbalance de m o. asa de desbala uerza generad s al centro de lanceo es un ión del desba nto pesado es nto más alto e o básico de m masa de un ro ance causa un da por la mas rotación, la m procedimient lance de masa s la posición a es la posición máquinas rota otor resulta cu na fuerza rota a de desbalan masa del obje to en el cual as. angular del de n angular del p Figura 8 8.11 atorias uando el eje in atoria a la frec nce depende eto y el cuadr el peso de ba esbalance de m pico de vibrac 8.11 Distribuc nercial no coi cuencia de la de la posició rado de la velo alanceo se c masas en un r ción (desplaz ción de pesos incide con el velocidad del ón de la dista ocidad angula coloca en pos rotor. amiento) s eje de rotació l eje. ancia del cent ar. sición opuest ón del tro de ta a la
- 162. • El pu determ medir despla •El ret electr • El ba tolera opera • Antes • Los p caso) unto más alto minarse la ub rse el desplaz azamiento. traso angular rónico (instrum alanceo no d ancia en un c ación. s de balancear pesos de prueb o se mide d bicación del p zamiento, ve entre el punt mento y senso deberá ejecu cojinete, soltu r, el rotor deb ba o calibraci Fi durante el pr punto pesado locidad o ac to alto y el ores) utarse hasta ura y distorsió be estar limpio ón son usado igura 8.12 Co 8.12 roceso de ba . Opuesto a é eleración. Si punto pesado que sea evid ón no sean la o y mecánica s para obtene ombinación alanceo, emp éste, se coloc n embargo, e o, es resultad dente que el as causas de y estructuralm er el retraso m de pesos. leando vario ca la masa de el parámetro do del retraso l desalineam la vibración mente en bue mecánico (y el os métodos, p e balanceo. P más adecua o mecánico m miento, la exc a la velocid enas condicion lectrónico en puede Puede ado es más el cesiva dad de nes. su
- 163. 8.13 • Una reglasimple 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).