ANÁLISIS CAUSA RAÍZ MEDIANTE VIBRACIONES A COMPRESOR AERZEN DE TORNILLO

FACULTAD DE INGENIERIA

CAMPUS COATZACOALCOS

AERZEN DE TORNILLO

TESIS

PARA OBTENER EL TTULO DE:

INGENIERO MECNICO ELCTRICO

PRESENTA:

WILBERT GARCA GONZLEZ

ASESOR:

ING. MANUEL LPEZ COBOS

COATZACOALCOS, VERACRUZ; 2011.

UNIVERSIDAD VERACRUZANA

ii

DEDICATORIA

A mis padres quienes me dieron la vida y han confiado ciegamente en mi capacidad dndome todo lo necesario para concluir mis estudios. A mi novia, por ser una gran persona, compaera, amiga. Gracias Gregorio Garca Luis Florentina Gonzlez Fernndez Anel Canela Garca

iii

INTRODUCCIN ........................................................................................................ V

JUSTIFICACIN ....................................................................................................... VI

OBJETIVOS ............................................................................................................. VII

PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA ........................................................................ 1

HIPTESIS .................................................................................................................. 1

UNIDAD I

CONCEPTOS GENERALES DE VIBRACIN ............................................................ 3

1.1- VIBRACIN ......................................................................................... 3

1.1.1.- Frecuencia de vibracin ........................................................... 4

1.1.2.- DESPLAZAMIENTO DE VIBRACIN ...................................................... 6

1.1.3.- VELOCIDAD DE VIBRACIN ............................................................... 6

1.1.4.- ACELERACIN DE LA VIBRACIN ....................................................... 7

1.1.5.- FASE ............................................................................................. 8

1.1.6.- FRECUENCIA NATURAL ................................................................... 9

1.1.7.- FRECUENCIA DE RESONANCIA ......................................................... 9

1.1.8.- UNIDADES DE MEDIDA ..................................................................... 9

1.1.9.- USO DEL DESPLAZAMIENTO, VELOCIDAD Y ACELERACIN ................. 10

1.1.10.- INSTRUMENTOS PARA MEDIR LA VIBRACIN ................................... 13

1.1.11- COLECTOR DE DATOS ................................................................... 13

1.1.12.- TRANSDUCTORES ....................................................................... 15

1.2.- ANLISIS DE LA VIBRACIN................................................................ 20

1.2.1.- Adquisicin de datos .............................................................. 20

1.2.2.- Interpretacin de los datos ..................................................... 23

UNIDAD II

CONCEPTOS DEL COMPRESOR ............................................................................ 47

2.1- EL COMPRESOR: DEFINICIN Y TIPOS .................................................. 47

2.1.1. - Etapas de compresin ........................................................... 47

2.1.2.- Clasificacin .......................................................................... 49

Compresores de tornillo..................................................................... 51

UNIDAD III

ANALISIS DE VIBRACIONES EN COMPRESOR AERZEN DE TORNILLOS ......... 64

3.1.- METODOLOGA PARA EL ANLISIS ..................................................... 64

3.2.- PUNTOS A MEDIR ............................................................................ 66

COMPRESOR AERZEN SG-K12 .......................................................... 67

DIAGNSTICO DEL COMPRESOR SGK-12 ................................................... 78

RECOMENDACIN .................................................................................... 78

BIBLIOGRAFA ......................................................................................................... 79

ANEXOS .................................................................................................................... 80
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iv

INDICE DE ILUSTRACIONES

Figure 1. Onda senoidal ............................................................................................ 5

Figure 2. Velocidad de la vibracin ......................................................................... 7

Figure 3. Fase de la vibracin .................................................................................. 8

Figure 4. Comparacin de las mediciones .............................................................. 12

Figure 5: Transductores .......................................................................................... 19

Figure 6: Carta de Rathbone ................................................................................... 24

Figure 7: Espectro amplitud vs frecuencia ............................................................. 27

Figure 8: Anlisis de cascada ................................................................................. 29

Figure 9: Diagrama de Bode .................................................................................. 31

Figure 10: Diagrama de Nyquist ............................................................................ 33

Figure 11: Waveform ............................................................................................. 35

FIGURE 12: RBITA PRODUCIDA POR DESALINEAMIENTO ................... 37

Figure 13: Orbitas ................................................................................................... 38

Figure 14: Clasificacin de compresores ............................................................... 49

v

Introduccin

El mantenimiento predictivo es una prctica en desarrollo en nuestro pas,

aunque en estos ltimos aos se ha hecho ms popular. La tecnologa

necesaria para realizarlo esta en continuo desarrollo e investigacin a nivel

mundial. Se conoce la teora respecto del anlisis de vibraciones y sus

beneficios, pero debido al alto costo de la instrumentacin requerida para el

mismo, resulta difcil su aplicacin, justificndose, nicamente, en equipos

muy costosos y sofisticados.

Se explicaran las tcnicas que existen hoy en da para realizar un anlisis

de vibracin a equipos dinmicos, y que beneficios tiene cada uno; as como

la forma correcta de llevarlo acabo. Mencionando niveles ptimos de

vibracin.

Lo anterior se aterrizara en el anlisis de un equipo muy comn en las

industrias, talleres etc. Que es el compresor de tornillo, se describe el tipo y

caractersticas principales del Compresor analizado, para comprender su

funcionamiento e identificar sus diferentes componentes. Luego se inicia el

estudio a fondo de las vibraciones mecnicas desde sus caractersticas

bsicas hasta su utilizacin como herramienta en el diagnstico prematuro

de fallas de maquinaria rotativa.

Finalmente se hace el anlisis mediante las diferentes herramientas, y se

describe el estado en que se encuentra y se emite recomendaciones para

asegurar el buen desempeo de la mquina.

vi

Justificacin

El anlisis de vibracin se encuentra dentro de la clasificacin de

mantenimiento predictivo, el cual tiene como finalidad detectar una falla antes

de que se haga notar de manera drstica e inesperada. De esta manera

dando tiempo de programar la reparacin, conseguir repuestos, maximizando

el tiempo de vida del equipo.

Anteriormente, el anlisis consista en varios procesos con diferentes

equipos de recoleccin y analizadores que tenan poca capacidad de

retencin de informacin, robustos. Lo que daba como resultado un

diagnostico poco fiable. Hoy en da existen aparatos los cuales permiten

colectar y analizar, en poco tiempo, teniendo gran capacidad de almacenaje

de la informacin. La metodologa para el anlisis de vibraciones es variada y

esta en funcin de los equipos, los cuales al ser de construccin diferente,

sus elementos rotatorios generan vibraciones caractersticas de ellos.

Puesto que se cuentan con las herramientas para diagnosticar, ahora es

necesario saberlo hacer, para ello este trabajo explicara la estructura del

compresor de tornillo, sus piezas y dems elementos.

vii

OBJETIVOS

General

Aplicar el anlisis de vibraciones como herramienta del mantenimiento

predictivo para diagnosticar el estado de un compresor de aire tipo tornillo de

213 kw y encontrar el problema, el cual est ocasionando una vibracin que

se encuentra fuera de los parmetros aceptables.

Especficos

Describir de forma general las diferentes partes de las cuales consta el

compresor Aerzen utilizado con el fin de identificar, fcilmente, sus

componentes principales.

Conocer las caractersticas del mantenimiento predictivo as como sus

tcnicas ms utilizadas y las aplicaciones, en las cuales brindan

mejores resultados.

Realizar un estudio completo respecto de las vibraciones mecnicas,

desde sus caractersticas fundamentales hasta sus valores aceptables

de operacin en mquinas rotativas.

Conocer los tipos de fallas y la forma en que pueden ser

diagnosticados con la ayuda del anlisis de vibraciones para

diferentes tipos de maquinaria.

Mostrar mediante espectros las fallas en que puede incurrir un

compresor tipo tornillo.

1

Planteamiento del problema

El anlisis de vibracin a equipos rotatorios es de gran importancia en el

aspecto econmico para una empresa, y mas aun cuando estn enfocados a

mquinas que se encuentran en procesos crticos. Un paro de estos equipos

significa mucho dinero, por lo cual las empresas no se dan ese lujo.

La forma ms eficaz esto es mediante el mantenimiento predictivo con

aparatos de toma y anlisis de vibracin. Conocer la causa que provoca

que una maquina vibre es muy fundamental, ya que muchas veces en otro

tipos de mantenimiento solo se enfocan a reparar o remplazar la pieza

daada, y no se procura saber que es lo que ocasion ese defecto.

Por ello en este trabajo se ocupara de encontrar las causas races que

provocan vibracin en el compresor Aerzen modelo VH 337 D.

Hiptesis

El diagnostico basado en el anlisis de vibracin permitir encontrar la causa

de la vibracin del compresor, sin necesidad de desarmar o desmontar pieza

alguna.

2

CAPITULO I

CONCEPTOS DE VIBRACIONES

3

Conceptos generales de vibracin

1.1- Vibracin

En su forma ms sencilla, una vibracin se puede considerar como la oscilacin o el movimiento repetitivo de un objeto alrededor de una posicin

de equilibrio. La posicin de equilibrio es la a la que llegar cuando la fuerza

que acta sobre l sea cero. Este tipo de vibracin se llama vibracin de

cuerpo entero, lo que quiere decir que todas las partes del cuerpo se mueven

juntas en la misma direccin en cualquier momento.

La vibracin de un objeto es causada por una fuerza de excitacin. Esta

fuerza se puede aplicar externamente al objeto o puede tener su origen a

dentro del objeto. Mas adelante veremos que la proporcin (frecuencia) y la

magnitud de la vibracin de un objeto dado, estn completamente

determinados por la fuerza de excitacin, su direccin y frecuencia. Esa es

la razn porque un anlisis de vibracin puede determinar las fuerzas de

excitacin actuando en una mquina. Esas fuerzas dependen del estado de

la mquina, y el conocimiento de sus caractersticas e interacciones permite

de diagnosticar un problema de la mquina.

De manera general la causa de la vibracin reside en los problemas

mecnicos de una mquina. A continuacin se presenta una lista de los

problemas ms comunes que producen vibracin, tales como:

4

Desbalance de piezas rotativas

Fuerzas electromagnticas

Falta de alineamiento de acoplamientos y rodamientos

Aflojamiento

Ejes vencidos

Rozamiento

Engranajes desgastados, excntricos o daados

Resonancia

Bandas o cadenas de transmisin en mala condicin

Rodamientos del tipo

antifriccin deteriorados

1.1.1.- Frecuencia de vibracin

La cantidad de tiempo requerida para llevar a cabo un ciclo completo de

un espectro de

realiza un ciclo completo de vibracin en sexagsimo de segundo (1/60), se

dice que el periodo de vibracin es igual a un sexagsimo de segundo. (Fig. 1)

La frecuencia de la vibracin es la medida de la cantidad de ciclos

completos que acontecen en un periodo de tiempo especfico. La relacin

entre la frecuencia y el perodo de un patrn de vibracin es expresada

mediante la siguiente formula:

. Por lo general es expresada como cantidad de ciclos que acontecen

en un minuto, es decir, cpm.

Un tercer modo de especificar la frecuencia es en trminos de cantidad de

ciclos por segundo, o sea en herz (Hz). Puesto que 1 Hz es igual a 60 cpm.

5

Si se cuenta con una frecuencia especificada en Hz, la misma podr

convertirse en cpm, de la siguiente manera:

La frecuencia de la vibracin es indispensable para poder identificar que

pieza es defectuosa y la ndole del problema. Las fuerzas que dan lugar a la

vibracin son generadas por el movimiento rotativo de los componentes de la

mquina. Por lo tanto dichas fuerzas cambiaran tanto en cantidad como en

direccin a medida que la pieza modifica su posicin con respecto al

resultado de la mquina. Por resultado, la frecuencia de la vibracin que se

produce depender de la velocidad rotatoria de la pieza afectada. As,

conociendo la frecuencia de la vibracin podemos identificar la pieza

defectuosa. Es tambin importante saber que los distintos problemas que

afectan las mquinas provocan vibraciones con frecuencias tambin distintas

lo que hace posible que identifiquemos la naturaleza del problema.

Figure 1. Onda senoidal

6

1.1.2.- Desplazamiento de vibracin

La distancia total que atraviesa la parte que vibra, desde un extremo al

mtrico se expresa en micrones, esto es un millonsimo de un metro

(0.000001 m) o sea un milsimo de un milmetro (0.001 mm).

1.1.3.- Velocidad de vibracin

Puesto que el peso vibrante est en movimiento (fig. 2), es obvio que se

mueve a cierta velocidad. Sin embargo, la velocidad del peso cambia

constantemente. Al llegar al lmite superior del movimiento la velocidad es

cero dado que el peso se detiene antes de proceder en la direccin opuesta,

alcanzando el valor mximo al pasar el peso por su punto neutro. La

velocidad del movimiento es indudablemente una caracterstica de la

vibracin, pero, considerando que cambia constantemente durante el ciclo,

se utilizan las unidades de medida del sistema ingls, la velocidad de la

vibracin se expresa como valor de pico en pulgadas por segundo, mientras

en el sistema mtrico se expresar como valor de pico en milmetros por

segundo.

7

1.1.4.- Aceleracin de la vibracin

La medicin de la aceleracin vibratoria guarda una relacin muy estrecha

con las fuerzas vibratorias que se aplican a la mquina, producindose

fuerzas bastante considerables a las frecuencias elevadas aun cuando sean

mnimos el desplazamiento y la velocidad de vibracin. Esto se puede

apreciar con claridad al observar que la aceleracin es funcin del

desplazamiento y la frecuencia cuadrados.

Por lo general se recomienda medir la aceleracin vibratoria en el caso de

las frecuencias por encima de 60,000 cpm.

La velocidad se aproxima a cero en los lmites de movimientos mximos.

Desde luego, cada vez que la pieza se para al lmite el movimiento tendr

movimiento. Tcnicamente dicho, la aceleracin es el coeficiente del cambio

de velocidad.

La aceleracin es expresada normalmente en gs pico, siendo un g la

aceleracin que produce la fuerza de gravedad en la superficie de la tierra.

Por un acuerdo internacional se ha dado a la cifra de 980,665 cm/seg2

386,087 pulg/seg2 carcter de estndar para expresar la aceleracin debido

a la gravedad.

Figure 2. Velocidad de la vibracin

8

1.1.5.- Fase

Se define fase como la posicin de una pieza que vibra en un instante

dado con relacin a un punto fijo o a otra pieza que vibra.

En la prctica, las medidas de fase sirven para comparar un movimiento

vibracional con otro, o determinar como vibra una pieza con respecto a otra.

Por ejemplo, las dos pesas de la figura 3 vibran a la misma frecuencia y

movimiento de dichas pesas, y empezando por el mismo momento, vemos

que los puntos de desplazamiento pico estn separados por 90 (un ciclo

completo es de 360). As que podramos decir que estas dos pesas estn

vibrando en desfasaje de 90.

Figure 3. Fase de la vibracin

9

1.1.6.- Frecuencia natural

Es la frecuencia a la cual vibrar una mquina o estructura cuando est

sometida a una vibracin espontnea. Se trata de la frecuencia a la cual una

vibrara a la frecuencia para la cual fue diseada. La mayora de las mquinas

y estructuras tienen muchas frecuencias naturales a las cuales vibrarn.

Cualquier fuerza momentnea provoca la excitacin a una o ms frecuencias

naturales.

1.1.7.- Frecuencia de resonancia

Es la frecuencia a la cual se produce la coincidencia entre una frecuencia

natural y una frecuencia de induccin. Por lo general, la vibracin aumenta a

medida que la frecuencia de induccin se acerca a la frecuencia natural,

alcanzando su punto mximo cuando ambas coinciden.

La velocidad crtica se trata de un caso especial de frecuencia de

resonancia que se produce cuando la velocidad de rotacin de una mquina

coincide con una frecuencia natural de la misma. En la mayora de los casos,

se trata de una frecuencia natural del eje que causa su vencimiento con

grandes amplitudes de la vibracin consiguientes.

1.1.8.- Unidades de medida

Los europeos usan por lo general las amplitudes de velocidad de valor

eficaz, en tanto que los estadounidenses han optado por los valores de

velocidad pico o de cresta, no obstante que la mayora de los instrumentos

10

generan datos en valor eficaz (rms) y luego los multiplican por el factor de

conversin (1.414) para obtener la conocida velocidad pico o de cresta.

Esto se debe principalmente a que, en Amrica, casi todas las tablas de

precisin para los diferentes tipos de equipos se han elaborado utilizando la

denominada velocidad pico.

Caractersticas de la vibracin

Tabla 1: Unidades comunes de medida

Sistema ingles de medidas Sistema mtrico o decimal

Frecuencia CPM o Hz CPM o Hz

Desplazamiento Mils pico a pico Micras, pico

Velocidad Pulg/seg rms Pul/seg pico

Mm/seg rms Mm/seg pico

Aceleracin G pico G rms

Fase Grados Grados

1.1.9.- Uso del desplazamiento, velocidad y aceleracin

Las caractersticas de la vibracin causada por el desplazamiento, velocidad

y aceleracin son medidas para poder determinar la severidad de la

vibracin. Estas caractersticas son a menudo definidas como la amplitud de

vibracin.

Con referencia al funcionamiento de una maquina, la amplitud de la vibracin

es el primer indicador de la condicin de la misma. Cuanto mayor la amplitud

tanto ms grave la vibracin. Sin embargo. El hecho de que la amplitud de la

vibracin puede ser medida en trminos de desplazamiento, velocidad o

aceleracin.

La medicin de la velocidad de vibracin est en relacin directa con la

severidad de la vibracin, para la mayora de los fines generales de medicin

de la vibracin, ste es el parmetro de medicin preferido. En lneas

generales, las vibraciones que acontecen en la gama de frecuencias

11

comprendida entre 600 y 60,000 cpm se mide mejor utilizando la velocidad

de vibracin.

La medicin del desplazamiento se utiliza en condiciones de esfuerzos

dinmicos, el desplazamiento de por si puede ser un mejor indicador de la

severidad de la situacin. Generalmente, es en las bajas frecuencias que el

desplazamiento puede ser el mejor indicador dela severidad de la vibracin;

tpicamente, en la gama de frecuencias por debajo de los 600 cpm.

Se utiliza la medicin de la aceleracin ya que est relacionada con la

fuerza, y fuerzas relativamente significativas pueden presentarse a altas

frecuencias, aunque el desplazamiento y la velocidad sean mnimos. Por lo

tanto, a altas frecuencias, es decir de 60,000 cpm y ms la aceleracin

puede ser el mejor indicador de la severidad de la vibracin. La figura 4.

Compara estos parmetros para mostrar donde son ms efectivos y tambin

como convertir las unidades de un modo a otro.

12

Universidad Veracruzana

Facultad de Ingeniera Mecnica Elctrica

Comparacin de mediciones

Tesis Profesional Wilbert Garca Gonzlez

2011 Coatzacoalcos, Ver. Figura # 4

Figure 4. Comparacin de las mediciones

13

1.1.10.- Instrumentos para medir la vibracin

Los instrumentos que sirven para medir la vibracin mecnica se clasifican

generalmente en medidores, monitores o analizadores.

El medidor de vibracin, es un instrumento porttil pequeo que

sirve para revisar peridicamente la vibracin generada en las

mquinas rotativas para determinar el nivel de vibracin global.

El monitor de vibraciones, es semejante a un vibrmetro o

medidor de vibraciones pero trabaja instalado permanente o

semi-permanente a fin de proporcionar una proteccin constante

contra la vibracin mecnica excesiva. Normalmente, los

monitores de vibracin incorporan rels de alarma y/o paro en

conjunto con niveles de vibracin fijados, advirtiendo cuando la

vibracin rebase un nivel dado.

El analizador, incorpora un filtro sintonizable para separar las

frecuencias individuales de las vibraciones complejas.

1.1.11- Colector de datos

Los colectores de datos de FFT (transformacin rpida de fourier),

adems de que pueden ser muy tiles en diversas situaciones de anlisis,

son los instrumentos mas avanzados que pueden elegirse para los

programas de mantenimiento predictivo. La capacidad de la fft permite que la

forma de onda de tiempo capturada por estas unidades sea transformada en

un espectro de frecuencia y exhibida en un pequeo monitor (en general en

un lapso de 1 a 4 segundos, segn el modo de acopio de datos, junto con el

lapso de frecuencia y las lneas de parmetros de resolucin del

instrumento). El panel de control permite un cambio rpido de los parmetros

de pantalla, lo que es sumamente til cuando se monitorean numerosas

mquinas diferentes y sus componentes, o al realizar un anlisis de equipo

problemtico. Adems, la posibilidad de incrementar la velocidad de algunos

14

colectores de informacin permite medir simultneamente dos diferentes

parmetros (velocidad y aceleracin) con solo presionar el botn de guardar.

El colector de datos fue diseado para el acopio de informacin

proveniente de numerosos componentes de maquinaria en una sola vuelta.

Adems, es porttil y tiene la capacidad de guardar informacin para su

anlisis posterior al regresar a la oficina. En general, el software elaborado

para funcionar con el colector de datos se instala en una computadora

personal, a la que se puede cargar una ruta o la que recibe datos

provenientes del colector de datos para el anlisis del estado de la

maquinaria. Adems, el colector de datos puede emplearse en el campo

como analizador debido a sus capacidades grficas, de FFT y de tiempo real.

De igual manera, a casi todos los colectores de datos actuales se les

puede ajustar un fototacmetro o una lmpara estroboscpica para medir la

fase en diferentes puntos.

El rango de frecuencia del colector de datos promedio esta limitado por lo

general a unos 60 cpm en el extremo inferior y a unos 1,500,000 cpm en el

extremo superior, lo que puede suponer anlisis o problemas de acopio de

datos. Sin embargo, en la actualidad hay ciertos colectores de datos que

permiten hacer mediciones muy bajas unos 6cpm o muy altas 1,800,000

cpm.

15

1.1.12.- Transductores

El transductor de vibraciones es un aparato que produce una seal

elctrica que es una rplica o anlogo del movimiento vibratorio al cual est

sujeto. Un buen transductor no debe agregar falsos componentes a la seal,

y debera producir seales uniformes en todo el rango de frecuencias que

nos interesa Los tipos diferentes de transductores responden a parmetros

diferentes de la fuente de vibracin. , como se puede apreciar en la tabla

siguiente (tabla 2).

Nombre:

Sensible a

Sensor de Proximidad

Desplazamiento

Sensor de Velocidad

Velocidad

Acelermetro

Aceleracin

El Sensor de proximidad, tambin llamado "Sensor de Corriente de

Remolino", o "Transductor de Desplazamiento" es una unidad de montaje

permanente, y necesita un amplificador que condiciona la seal para generar

un voltaje de salida, proporcional a la distancia entre el transductor y la

extremidad de la flecha. Su operacin est basada en un principio

magntico. y por eso, es sensible a las anomalas magnticas en la flecha.

Se debe tener cuidado para evitar que la flecha sea magnetizada y que de

esta manera, la seal de salida sea contaminada. Es importante saber que el

transductor mide el desplazamiento relativo entre el rodamiento y el gorrn. ,

y no mide el nivel de vibracin total de la flecha o del carter. El transductor de

desplazamiento est por lo general instalado en grandes mquinas con

rodamientos con gorrones , donde se usa para detectar fallas en los

rodamientos y para apagar la mquina antes que ocurra una falla

catastrfica.

16

Esos transductores se usan mucho en pares, separados por una

diferencia de orientacin de 90 grados. Se pueden conectar a los platos

horizontales y verticales de un osciloscopio para sealar la rbita o la ruta del

gorrn, cuando est dando vueltas en el rodamiento.

La frecuencia de respuesta del transductor de desplazamiento va desde

DC (0 Hz) hasta alrededor de 1 000 Hz.

El sensor de velocidad est hecho con una bobina mvil fuera de un

imn estacionario. El principio de operacin es el mismo. Un otro tipo de

transductor de velocidad consiste en un acelermetro con un integrador

electrnico incluido. Esta unidad se llama un Velmetro y es en todos los

aspectos superiores al sensor de velocidad ssmico clsico.

El sensor de velocidad fue uno de los primeros transductores de vibracin,

que fueron construidos. Consiste de una bobina de alambre y de un imn

colocado de tal manera que si se mueve el carter, el imn tiende a

permanecer inmvil debido a su inercia. El movimiento relativo entre el

campo magntico y la bobina induce una corriente proporcional a la

velocidad del movimiento. De esta manera, la unidad produce una seal

directamente proporcional a la velocidad de la vibracin. Es autogenerador y

no necesita de aditamentos electrnicos acondicionadores para funcionar.

Tiene una impedancia de salida elctrica relativamente baja que lo hace

relativamente insensible a la induccin del ruido.

Aun tomando en cuenta estas ventajas, el transductor de velocidad tiene

muchas desventajas, que lo vuelven casi obsoleto para instalaciones nuevas,

aunque hoy en da todava se usan varios miles. Es relativamente pesado y

complejo y por eso es caro, y su respuesta de frecuencia que va de 10 Hz a

1000 Hz es baja. El resorte y el imn forman un sistema resonante de baja

frecuencia, con una frecuencia natural de 10 Hz. La resonancia tiene que ser

17

altamente amortiguada, para evitar un pico importante en la respuesta a esta

frecuencia. El problema es que la amortiguacin en cualquier diseo prctico

es sensible a la temperatura, y eso provoca que la respuesta de frecuencia y

la respuesta de fase dependan de la temperatura.

El acelermetro de tipo de compresin como se muestra en el diagrama

fue el primer tipo a ser desarrollado. Por lo general se prefiere el

acelermetro del tipo de cizallamiento, configurado de tal manera que el

elemento activo esta sujeto a fuerzas de cizallamiento.

Tambin hay otros tipos de diseos para acelermetros. Se puede

considerar al acelermetro piezo elctrico como el transductor estndar para

medicin de vibracin en mquinas. Se produce en varias configuraciones,

pero la ilustracin del tipo a compresin sirve para describir el principio de la

operacin. La masa ssmica est sujetada a la base con un perno axial, que

se apoya en un resorte circular. El elemento piezo elctrico est ajustado

entre la base y la masa.

Cuando una materia est sujeta a una fuerza, se genera una carga

elctrica entre sus superficies. Hay muchas materias de este tipo. Cuartzo se

usa ms. Tambin hay materias piezo elctricos sintticos que funcionan

bien y en algunos casos son capaces de funcionar a temperaturas ms altas

que el cuartzo lo puede hacer. Si se incrementa la temperatura de un

material piezo elctrico, se va llegar al llamado "punto curie" o " temperatura

curie" y se pierde la propiedad piezo elctrica. Una vez que esto pasa, el

transductor est defectuoso y no se puede reparar. Cuando se mueve el

acelermetro en la direccin arriba abajo, la fuerza que se requiere para

mover la masa ssmica esta soportada por el elemento activo. Segn la

segunda ley de Newton, esa fuerza es proporcional a la aceleracin de la

masa. La fuerza sobre el cristal produce la seal de salida, que por

consecuente es proporcional a la aceleracin del transductor. Los

18

acelermetros son lineales en el sentido de la amplitud, lo que quiere decir

que tienen un rango dinmico muy largo.

19



Transductores



Sensor de proximidad

Sensor de velocidad Acelermetro

Figure 5: Transductores

20

1.2.- Anlisis de la vibracin

El anlisis de la vibracin es un procedimiento en dos etapas que involucra la

adquisicin y la interpretacin de los datos relacionados con la vibracin de

la maquinaria. Su finalidad es determinar las condiciones mecnicas de una

mquina, y sealar con precisin los eventuales defectos especficos,

mecnicos o funcionales.

1.2.1.- Adquisicin de datos

La adquisicin de datos es el primer paso esencial para el anlisis de las

vibraciones, puesto que los datos para ser adecuados deben ser obtenidos

en las condiciones justas para la correcta interpretacin de las condiciones

de una maquina. Por ejemplo, para determinar las condiciones de un motor

elctrico de 1750 rpm se debern obtener datos de la velocidad de la

vibracin; en cambio si la mquina es una caja de engranes de alta

velocidad, que est funcionando a 6000 rpm, para evaluar las condiciones

ser importante obtener datos relativos a la aceleracin, adems de la

velocidad de vibracin.

La adquisicin de datos requiere que se lleven a cabo los siguientes pasos:

1.- Determinacin de las caractersticas de diseo y funcionamiento de la

mquina: velocidad de rotacin, tipo de rodamiento, tipos de engranajes, etc.;

su historial de mantenimiento (problemas registrados); y sus condiciones

fsicas segn se observen (cimentacin poco firme, ruidos, etc.). Adems, las

condiciones operativas, la temperatura, cargas, velocidad de funcionamiento,

etc.

2.- Determinacin de la finalidad de la medicin: una verificacin peridica

rpida de las condiciones de la mquina, identificacin y eliminacin de un

21

problema del cual se sospecha la existencia, adquisicin de datos para

establecer la lnea base, etc.

3.- Seleccin del parmetro o parmetros de medicin: desplazamiento,

velocidad, aceleracin, demodulacin y fase.

4.- Determinacin de la posicin y sentido de medicin para los

transductores.

5.- Seleccin de los instrumentos de medicin: medidores de vibracin,

analizadores, etc.

6.- Seleccin de los transductores para la medicin: captadores de velocidad,

acelermetros, captadores de proximidad.

7.- Determinacin del tipo especifico de datos requeridos: totales (banda

ancha), amplitud vs frecuencia, amplitud vs tiempo, demodulacin y fase.

8.- Toma de mediciones: hay que determinar el orden ms eficiente para la

toma de mediciones, vigilar la aparicin de resultados inesperados, estar

preparado para tomar mediciones adicionales, revisar los datos obtenidos

para asegurar su validez.

La medicin de la vibracin se efecta generalmente en los rodamientos de

una mquina. Los transductores debern ser colocados lo ms cerca posible

de los cojinetes de la mquina porque a travs de ellos se transmiten las

fuerzas vibratorias. Los movimientos de los cojinetes son el resultado de las

fuerzas de reaccin que actan en la mquina.

22

Existen tres importantes sentidos para las mediciones: horizontal, vertical,

axial. Los sentidos horizontal y vertical a menudo son llamados direcciones

radiales.

23

1.2.2.- Interpretacin de los datos

1.2.2.1.- Nivel de vibracin

Para saber que cantidad de vibracin se considera excesiva existen grficos de severidad. La figura es un ejemplo de lo que puede ser utilizado

como gua general para determinar la condicin de una maquina. En este

grafico (Carta de RATHBONE), el eje horizontal esta calibrado en trminos

de frecuencia de la vibracin, y el eje vertical en trminos de desplazamiento.

La zona entre las lneas diagonales representa varios niveles de severidad,

desde EXTREMADAMENTE SUAVE hasta MUY RUDO.

Si se mide una amplitud de desplazamiento de 0.3 mils de pulgada, cresta

a cresta, a una frecuencia de 3600 cpm, en el punto de cruce de estos dos

valores en el grafico se observar que la maquina esta funcionando en la

la vibracin de una maquina depende de la amplitud del desplazamiento y

de la frecuencia de la vibracin. Al aumentar la frecuencia de la vibracin, se

reduce la amplitud del desplazamiento para una condicin dada.

El mismo grafico es de uso mucho ms sencillo considerando la velocidad

de la vibracin. Tmese nota que en cada una de las lneas que dividen el

rea de severidad esta identificada con una cifra que indica la velocidad de la

vibracin.(Figura.6).

24

Figure 6: Carta de Rathbone

25

Especificaciones De Bandas De Alarmas Espectral Para Diversos Tipos De Maquinas De Velocidad De Operacin.

Si bien es cierto la Figura 6, permiti pro muchos aos evaluar la

severidad del desplazamiento y la velocidad, sin embargo es conveniente

evaluar un espectro FFT de acuerdo a diversas bandas frecuenciales, donde

se puede distinguir defectos estructurales (desbalance, desalineamiento,

soltura, etc) y defecto en rodamiento.

Con el propsito de efectuar esa evaluacin mas exhaustiva, el TA

desarroll la especificacin de Alarmas de Bandas Espectrales, basadas en

lo indicado en las Tablas III y IV.

TABLA III CRITERIOS DE SEVERIDAD EN VALORES TOTALES (pulg/seg 0

Pico) TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE, P.C.

1. Asumiendo velocidades de maquina = 600 a 60,000 RPM (10 1000 Hz)

2. Asumiendo mediciones con acelermetro instalado lo mas cercano al

cojinete.

3. Asumiendo que la maquina no esta montada en aisladores de vibracin

(para maquinas aisladas: Ajustar alarma un 30% - 50% ms alto.

4. Considerar de alarmas de motor es igual que el tipo particular de

mquina conducida (salvo que se indique algo diferente).

5. Considerar las configuraciones de alarmas en las posiciones de los

engranes externos individuales un 25% mayor que para un tipo de maquina

particular

TABLA I II

CRITERIOS DE SEVERIDAD EN VALORES TOTALES (pulg/seg 0 Pico)

TECHNICAL ASSOCIATES OF CHARLOTTE, P.C.

26

TIPO DE MQUINA BUENA REGULAR ALAR. 1 ALAR. 2

TRANSMISIONES DE TORRE DE ENFTO.

Flecha larga y hueca 0-.375 .375-.600 .600 .900

Acoplamiento por bandas 0-.275 .275-.425 .425 .650

Acopladas directamente 0-.200 .200-.300 .300 .450

COMPRESORAS

De movimiento alternativo 0-.325 .325-.500 .500 .750

Tipo tornillo 0-.275 .275-.425 .425 .650

Centrifuga con o sin caja de velocidades externa. 0-.200 .200-.300 .300 .450

Centrifuga-engranaje integral (axiales) 0-.200 .200-.300 .300 .450

Centrifuga-engranaje integral (radiales) 0-.150 .150-.250 .250 .375

SOPLADORES (VENTILADORES)

Giratorios tipo lbulo 0-.300 .300-.450 .450 .675

Accionados por bandas 0-.275 .275-.425 .425 .650

Ventiladores grales de transmisin directa (con acoplamiento)

0-.250 .250-.375 .375 .550

Ventiladores de aire primario 0-.250 .250-.375 .375 .550

Ventiladores de tiro forzado, grandes 0-.200 .200-.300 .300 .450

Ventiladores de tiro inducido, grandes 0-.175 .175-.275 .275 .400

Ventilador integral montado en eje (eje extendido de motor) 0-.175 .175-.275 .275 .400

Ventilador axial con aletas gua 0-.150 .150-.250 .150 .375

JUEGOS DE MOTOR/ GENERADOR

Impulsados por banda 0-.275 .275-.425 .425 .675

De acoplamiento directo 0-.200 .200-.300 .300 .450

ENFRIADORES

De movimiento alternativo 0-.250 .250-.400 .400 .600

Centrifugo (al aire libre): Separacin de compresor y motor 0-.200 .200-.300 .300 .450

Centrifugo (hermtico): Con motor y rueda motriz internos 0-.150 .150-.225 .225 .300

TURBOGENERADORES GRANDES

Turbogeneradores de 3,600 rpm 0-.175 .175-.275 .275 .400

Turbogeneradores de 1,800 rpm 0-.150 .150-.225 .225 .350

BOMBAS CENTRIFUGAS

- 0-.375 .375-.600 .600 .900

- 0-.325 .325-.500 .500 .750

- 0-.250 .250-.400 .400 .600

- 0-.200 .200-.300 .300 .450

Bomba horizontal de uso gral. y acoplamiento directo 0-.200 .200-.300 .300 .450

Bombas de alimentacin para calderas 0-.200 .200-.300 .300 .450

Bombas hidrulicas 0-.125 .125-.200 .200 .300

MQUINAS-HERRAMIENTA

Motor 0-.100 .100-.175 .175 .250

Entrada de la caja de velocidades 0-.150 .150-.175 .225 .350

Salida de la caja de velocidades 0-.100 .100-.175 .175 .250

Husillos: a. Operaciones de desbastamiento 0-.075 .075-.125 .125 .175

b. Acabado 0-.050 .050-.075 .175 .115

c. Mquinado critico 0-.030 .030-.050 .050 .075

TABLA IV.- ESPECIFICACION DE BANDAS DE ALARMA DE ESPECTRO RECOMENDADA PARA VARIOS TIPOS DE MAQUINA (BANDAS DE ESPECTRO DE VELOCIDAD PICO PARA MEDICIONES EN ALOJAMIENTOS DE MAQUINAS NO AISLADAS QUE FUNCIONAN A MAS DE 600 RPM)

22

CASO

ELEMENTO BANDA 1 BANDA 2 BANDA 3 BANDA 4 BANDA 5 BANDA 6

A Maquinas con cojinetes de elementos rodantes en gral sin aspas- Fijar Fmax=40 x rpm (Pero, si la velocidad< 1,700 rpm o si el cojinete es de rodamiento esfrico o cnico, ver notas del caso A).

Frec. Menor de banda

1% Fmax 1.2 X rpm 2.2 X rpm 3.2 X rpm 12.2 X rpm 50% Fmax

Frec. Mayor de banda

1.2 X rpm 2.2 X rpm 3.2 X rpm 12.2 X rpm 50% Fmax 100% Fmax

Alarma de banda 90% alarma ttl 40% alarma ttl 30% alarma ttl 25% alarma ttl 20% alarma ttl 15% alarma ttl

NTE .105 pulg/seg NE .080 pulg/seg NE .070 pulg/seg

Descripcin de la cobertura de banda

(subsincrona hasta 1 X rpm) (1 X rpm- 1.5 X rpm) (2.5 X rpm- 3.0 X rpm) (Frec. bsica por defecto de cojinete)

(Frecs. De armnicas de cojinete mas bajas)

(Frecs. De armnicas de cojinete mas altas y frecs. Naturales de cojinete)

Notas :

1. Obtener la velocidad de alarma total de la tabla anterior. Adems, Fmax = Frecuencia mxima para el espectro (en cpm o Hz). Si el cojinete es con rodamientos esfricos o cnicos, tomar Fmax = 50 X rpm

2. Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm fijar Fmax = 50 X rpm; si es a 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60 X rpm; si es a 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80 X rpm; si es a 600-799 rpm, fijar Fmax = 100 X rpm (Para detectar frecuencias naturales de cojinetes).

B Maquinas con chumaceras en gral sin aspas- Fijar Fmax=20 x rpm


1% Fmax 0.8 X rpm 1.8 X rpm 2.8 X rpm 3.8 X rpm 10.2 X rpm


0.8 X rpm 1.8 X rpm 2.8 X rpm 3.8 X rpm 10.2 X rpm 100% Fmax

Alarma de banda 20% NE .085 pulg/seg 90% alarma ttl 40% alarma ttl 30% alarma ttl 25% alarma ttl 20% alarma ttl


(Banda subsincrona) (1 X rpm- 1.5 X rpm) (2.0 X rpm- 2.5 X rpm) (3.0 X rpm- 3.5 X rpm) (4.0 X rpm- 10.0 X rpm) (10.5 X rpm- Fmax)

C Puntos de alta frecuencia en cajas de engranajes conociendo el numero de dientes- Fijar Fmax=3.25 x. Frec. del paso del engranaje (GMF). (No obstante ver nota del caso C, abajo).


0.25 X GMF 0.75 X GMF 1.25 X GMF 1.75 X GMF 2.25 X GMF 2.75 X GMF


0.75 X GMF 1.25 X GMF 1.75 X GMF 2.25 X GMF 2.75 X GMF 100% Fmax



(subsincrona hasta 1 X rpm) (1 X rpm- 1.5 X rpm) (2.5 X rpm- 3.0 X rpm) (Frec. bsica por defecto de cojinete)

(Frecs. De armnicas de cojinete mas bajas)

(Frecs. De armnicas de cojinete mas altas y frecs. Naturales de cojinete)

Nota :

En las cajas de engranes especificar si estos puntos de frecuencia alta corresponden hasta 3.25 x GMF, al igual que los puntos con alcances de frec. normal (como en los casos A o B, de arriba) sobre estas mismas mediciones. Fijar Fmax = 3.25 x GMF y localizar los puntos prximos a los sitios de engranaje de cada serie de engranajes, utilizando la frec. de engranaje especifica en ese punto en particular. No obstante, recurdese que las amplitudes a frecuencias altas que se aproximan o que exceden la frec. natural de montaje del acelermetro pueden resultar discutibles (como montaje de perno, de imn o de sonda de transductor). En muchos casos, el transductor puede requerir montaje adhesivo o de pernos, y mediciones de aceleracin debida a Fmax alta. Usar lneas de TFR de 1,600-3,200.


23

CASO


D Puntos de alta frecuencia en cajas de velocidades con numero de dientes desconocido- Fijar Fmax=200 x rpm de flecha en ese sitio en particular ( Ver, sin embargo, notas para el caso D)


20 X rpm 50 X rpm 80 X rpm 110 X rpm 140 X rpm 170 X rpm


50 X rpm 80 X rpm 110 X rpm 140 X rpm 170 X rpm 100% Fmax



(20 X rpm- 50 X rpm) (50 X rpm- 80 X rpm) (80 X rpm- 110 X rpm) (110 X rpm- 140 X rpm) (140 X rpm- 170 X rpm) (170 X rpm- Fmax)

Nota :

1. Rpm = velocidad de flecha en el punto de medicin particular para el cual se estn especificando bandas espectrales. si solo se conocen las velocidades de las cajas de velocidades de entrada y salida en una caja de velocidades de etapas mltiples, asmase un incremento de velocidad igual en cada engranaje ( por ejemplo, para una proporcin de 16:1, en caja de velocidades de reduccin doble, asmase aprox. Una proporcin de velocidad de 4.0 en cada uno de los puntos de engranaje como punto de partida; despus deprese cuando se conozcan las velocidades reales). Nuevamente, especifquense los puntos de medicin tanto de la frecuencia alta como de la frecuencia estndar como en el caso C. Tomar en cuenta las observaciones sobre la frecuencia natural de montaje del transductor hechas en la nota del caso C, arriba. En muchos casos, el transductor puede requerir montaje adhesivo o con pernos, y mediciones de aceleracin debidas a Fmax alta. Usar lneas de TFR de 3,200 para detectar bandas laterales 1x.

2. Una ves que se conoce el # de dientes de engranaje, sustituir estas bandas de alarma de espectro de inmediato con el plan mostrado en el caso C, arriba.

E Puntos de frecuencia de paso de barras de rotor en motor elctrico ( Tomando en la horizontal del cojinete ext. del motor)- Fijar Fmax=360,000 cpm ( Ver notas del caso E)


30,000 cpm 85,000 cpm 140,000 cpm 195,000 cpm 250,000 cpm 305,000 cpm



Alarma de banda .060 pulg/seg .060 pulg/seg .050 pulg/seg .045 pulg/seg .040 pulg/seg .035 pulg/seg


(30K-85K) (85K- 140k) (140K- 195k) (195K- 250k) (250K- 305k) (305K- 360k)

Notas:

1. El propsito de este punto en cada motor es detectar posibles frecuencias de paso de barras de rotor de 1X y 2X, que pueden estar acompaadas por bandas laterales de frec. de lnea 2X ( en gral. A 7,200 cpm).

2. El caso E se aplica a motores cuyas velocidades fluctan desde la nominal de 900 hasta 3,600 rpm

3. Hay que asegurarse de que el transductor este correctamente montado en la carcasa del motor debido a la Fmax muy alta. En gral., se debe tomar en direccin horizontal sobre la carcasa exterior del cojinete del motor.

4. Se deben usar lneas de TFR de 1,600 y 8 promedios para identificar claramente las posibles frecuencias de paso de barra de rotor y las bandas laterales de frec. de lnea 2X.

F Puntos de medicin electromotriz de 12,000 cpm en la horizontal del cojinete interior del motor- Fijar Fmax=12,000 cpm (Para motores nominales de 600-3,600 rpm)


240 cpm 2,000 cpm 4,000 cpm 6,000 cpm 8,000 cpm 10,000 cpm



Alarma de banda

Velocidad a 90% alarma ttl 40% alarma ttl 40% alarma ttl 35% alarma ttl 30% alarma ttl 25% alarma ttl

Velocidad b 30% alarma ttl 90% alarma ttl


Velocidad a = 600-2,000 rpm Velocidad a = 2,000-4,000 rpm

(Incluye frec. 2X FL y armnicas de velocidad de funcionamiento

Notas:

1. El propsito de este punto es tratar de separar las crestas de vibracin mecnicas y elctricas, en especial alrededor de 1x rpm y de FL 2x. Medir en direccin horizontal.

2. Deben utilizarse lneas de TFR de 3,200 y 2 promedios para separar claramente las frecuencias elctricas y mecnicas, y para detectar bandas laterales de Frec. de paso de polos (FP= Frecuencia de deslizamiento x # de Polos).


24

CASO


G Tipos de mquinas especiales

Tipo 1

Maquinas centrifugas con un numero conocido de aspas y cojinetes con elementos rodantes- Fijar Fmax = 40x rpm (Ver notas sobre rpm y tipo de cojinetes)


1% Fmax 1.2 x rpm 2.2 x rpm BPF-1.2 x rpm BPF+1.2 x rpm 50% Fmax


1.2 x rpm 2.2 x rpm (BPF-1.2 x rpm) BPF+1.2 x rpm 50% Fmax 100% Fmax


NE .120 pulg/seg NE .240 pulg/seg NE .120 pulg/seg NE .070 pulg/seg


(subsncrona hasta 1x rpm) (1.5 x-2.0 x rpm) (2.5 x-Frec. bsicas por defecto de cojinete)

(BPF bandas laterales 1x rpm)

(Frecs. Armnicas de cojinete ms bajas y

armnicas BPF)

(Frecs. Armnicas de cojinete mas altas y frecs. naturales de cojinete)

Notas:

1. BPF = Frecuencia de paso de aspas (por sus siglas en ingles) = Num. de aspas x rpm. Si es un cojinete Timken de rodamientos cnicos (o uno equivalente) o esfricos, tomar Fmax= 50x rpm, a menos que la velocidad < 1,400 rpm (Ver siguiente nota).

2. Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm, fijar Fmax = 50x rpm; si es de = 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60x rpm; si es de = 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80x rpm; si es de = 600-799 rpm, fijar Fmax = 100x rpm (Para detectar frecuencias naturales de cojinete).

Tipo 2

Maquinas centrifugas con un numero desconocido de aspas y cojinetes con elementos rodantes- Fijar Fmax = 40x rpm (Ver notas sobre rpm y tipo de cojinetes)


1% Fmax 1.2 x rpm 2.2 x rpm 3.2 x rpm 6.8 x rpm 50% Fmax


1.2 x rpm 2.2 x rpm 3.2 x rpm 6.8 x rpm 50% Fmax 100% Fmax


NE .185 pulg/seg NE .120 pulg/seg NE .070 pulg/seg


(subsincrona hasta 1x rpm) (1.5 x-2.0 x rpm) (2.5 x-3.0x rpm) (Posibles BPF en bombas y ventiladores)

(Frecs. Armnicas de cojinete ms bajas y

armnicas BPF)

(Frecs. Armnicas de cojinete mas altas y frecs. naturales de cojinete)

Notas:

1. Una ves que se conoce el # de aspas, sustituir estas bandas de alarma de espectro con el apartado Tipo 1, arriba. Si es un cojinete de rodamientos cnicos o esfrico, fijar Fmax = 50x rpm, a menos que la velocidad sea < 1,400 rpm (Ver siguiente nota).

2. Si la velocidad = 1,400-1,700 rpm, fijar Fmax=50x rpm; si es de = 1,100-1,399 rpm, fijar Fmax = 60x rpm; si es de = 800-1,099 rpm, fijar Fmax = 80x rpm; si es de = 600-799 rpm, fijar Fmax = 100x rpm (Para detectar frecuencias naturales de cojinete).

Tipo 3

Maquinas centrifugas equipadas con un numero indeterminado de aspas y cojinetes de manguito- Fijar Fmax = 20x rpm 1.2x BPF, la que sea mayor


1% Fmax 0.8 x rpm 1.8 x rpm 3.8 x rpm (BPF-1.2x rpm) (BPF+1.2x rpm)


0.8 x rpm 1.8 x rpm 3.8 x rpm (BPF-1.2x rpm) (BPF+1.2x rpm) 100% Fmax




(banda subsincrona) (1.0 x-1.5 x rpm) (2.5 x-3.5x rpm) (4x-Armonicas de rpm mas bajas)

(BPF Bandas laterales 1x)

(Armnicas rpm y armnicas BPF mas altas)

Nota:

1. BPF = Frecuencia de paso de aspas (por sus siglas en ingles) = # de aspas o aletas x rpm

Tipo 4

Maquinas centrifugas equipadas con un numero indeterminado de aspas (o aletas) y cojinetes de manguito- Fijar Fmax = 20x rpm 1.2x BPF, la que sea mayor


1% Fmax 0.8 x rpm 1.8 x rpm 3.8 x rpm 7.8 x rpm 9.8 x rpm


0.8 x rpm 1.8 x rpm 3.8 x rpm 7.8 x rpm 9.8 x rpm 100% Fmax




(banda subsincrona) (1.0 x-1.5 x rpm) (2.5 x-3.5x rpm) (4x-7.5x rpm) (8x-9.5x rpm) (10x rpm-Fmax)

25

1.2.2.2.- Herramientas de anlisis

1.- Amplitud vs Frecuencia (espectro)

2.- Amplitud vs Frecuencia vs Tiempo (diagrama de cascada)

3.- Amplitud y Fase vs RPM (diagrama de Bod)

4.- Amplitud vs Fase (diagramas polares o de Nyquist)

5.- Time Waveform (proyeccin en el tiempo)

6.- Patrones de Lissajous (rbitas)

1.- Anlisis de amplitud vs frecuencia (espectro)

El procedimiento de obtener y desplegar las amplitudes de vibracin en el

dominio de la frecuencia, es quiz, la ms til de todas las tcnicas de

anlisis. Se estima que esta tcnica permite identificar el 85% de los

problemas de vibracin que tengan lugar en equipo rotativo. Sin embargo,

siempre es recomendable analizar el problema con alguna otra tcnica para

simplificar la interpretacin de los datos de vibracin y emitir un diagnostico

certero.

Un espectro es una representacin grfica de la vibracin en el dominio de

la frecuencia, con la amplitud de la vibracin (desplazamiento, velocidad y

aceleracin) en el eje Y y la frecuencia en el eje X (CPM o Hz). La figura 6 es

un ejemplo de un espectro.

Un espectro de vibracin (conocido tambin como FFT- Transformacin

Rpida de Fourier-

Gs) en oposicin a la frecuencia (cpm o Hz, como se ilustra en la figura 15).

En un anlisis dentro del dominio del tiempo, donde el eje X es el tiempo

(seg. o min.), y l Y, una medida de amplitud de vibracin (desplazamiento,

velocidad o aceleracin) se muestra de manera precisa el movimiento real de

una mquina; sin embargo este anlisis puede ser muy exhaustivo y molesto

26

cuando se tiene que determinar la frecuencia. Para calcular el periodo de

vibracin (seg./ciclo), es necesario determinar el lapso que transcurre de una

cresta de inters a otra similar. Este ciclo o periodo de tiempo (T) debe

invertirse para obtener la frecuencia (F) y convertirlo despus en las

unidades de frecuencia correspondientes (cpm, cps, Hertz).

Los instrumentos para vibraciones simplifican este proceso, pues son

capaces de desarrollar una Transformacin Rpida de Fourier, la que se

conoce mas como FFT. Una FFT es la transformacin realizada mediante

computadora (microprocesador) de los datos del dominio del tiempo (la

amplitud con relacin al tiempo) en datos de dominio de frecuencia (la

amplitud con relacin a la frecuencia).

La vista del dominio de frecuencia de la forma de onda de tiempo muestra

de manera grfica cada onda sinusoidal simple como una lnea vertical con

amplitud (determinada por su altura) y frecuencia (determinada por su

posicin a lo largo del eje de frecuencia). Esta representacin del dominio de

frecuencia se conoce como espectro. En ocasiones al espectro se le alude

los espectros son herramientas muy valiosas, pues sin ellos tendra que

darse a la ardua tarea de detectar y separar las formas de onda de tiempo en

elementos de frecuencia moderados para analizarlos.

27

Espectros tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)

Figure 7: Espectro amplitud vs frecuencia

28

2.-Anlisis de amplitud vs frecuencia vs tiempo (anlisis en cascada)

El anlisis de amplitud vs frecuencia (espectro) resulta extremadamente

til para identificar la mayora de los problemas en maquinaria, sin embargo,

una grfica de ese tipo puede mostrar nicamente las caractersticas de la

vibracin para un solo instante de tiempo con la mquina operando a una

velocidad especifica de carga y bajo condiciones de carga especificas.

Existen muchos casos en que es muy til observar y grabar los datos de

amplitud vs frecuencia vs tiempo repetida y rpidamente. Por ejemplo,

durante el arranque de una mquina, puede ser muy importante conocer

cuando se presentan las condiciones de resonancia o cuando se excitan las

velocidades crticas debido a las frecuencias generadas por los componentes

de la mquina. O bien, podra ser necesario evaluar las caractersticas de

amplitud y frecuencia de vida durante la transicin en la carga, temperatura u

otras variables de operacin.

La capacidad de alta velocidad de un analizador de espectro en tiempo

real es idealmente adecuada para estos requerimientos en el anlisis de

amplitud vs frecuencia vs tiempo, la figura 8 a ilustra el diagrama de cascada

tpico de la inestabilidad de chicoteo de aceite y la condicin de resonancia

(velocidad crtica) excitada por el desbalance inherente del rotor. Este tipo de

grficas son ideales para evaluar los efectos debidos a cambios de carga u

otro cambio en las condiciones de operacin de la mquina que causen la

aparicin de frecuencias de vibracin adicionales, o bien, para detectar la

desaparicin de frecuencias que ya existan.

29

Espectros tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)

Figure 8: Anlisis de cascada

Figura 8a.- Diagrama de cascada tpico de chicoteo de aceite

30

3.- Amplitud y fase vs rpm (diagramas de Bod)

Debido a que cada objeto incluyendo las mquinas y sus soportes, tienen

frecuencias de resonancia particulares, donde una amplitud de vibracin muy

alta puede resultar de una fuerza de excitacin relativamente pequea y

debido a que las mquinas generalmente son sistemas complejos y

consisten de muchos sistemas masa-resorte con varias frecuencias

naturales, la resonancia es un problema comn.

Muchos problemas acerca de la respuesta de las mquinas debidas a las

fuerzas que causan la vibracin se pueden entender a partir de un diagrama

de la Amplitud y Fase como una funcin de las rpm. La figura 9 ilustra un

diagrama tpico de Amplitud y Fase vs rpm obtenido para el arranque o paro

de un motor elctrico, a tales grficas se les conoce como diagramas de

Bod, en la figura 9 la frecuencia de resonancia se identifica claramente por

su amplitud pico caracterstica y su correspondiente inversin de fase de

180

Por supuesto, si en la velocidad de operacin normal de la mquina se

presentara alguna fuerza excitadora que correspondiera a alguna de estas

frecuencias; debido al desbalance inherente, desalineamiento, fuerzas

aerodinmicas e hidrulicas, solturas mecnicas, chicoteo de aceite, etc.,

entonces se presentara una probable e indeseable vibracin destructiva. Por

esta razn, es de mucha ayuda conocer lo siguiente:

Que frecuencias de excitacin son inherentes a la mquina en la

velocidad de operacin. Las cuales pueden ser identificadas por el

empleo de diagramas de Bod.

Cuales son las frecuencias de resonancia o naturales de la mquina o

estructura. Como se ve en la figura 9 estas dos pueden ser

identificadas por un diagrama de Bod.

31

Figure 9: Diagrama de Bode

Diagrama Bode - 1X - Plot Types - Bode Plot - HorizontalVel Spec 1000 Hz "hi res."

Hz

10 15 20 25 30 35

deg

-100

-50

0

50

100

150

Hz

10 15 20 25 30 35

pulg

/s 0

-pk

0

0,02

0,04

0,06

0,08

0,1

0,12

0,14

Vel Spec 1000 Hz "hi res."

32

4.-Amplitud vs fase (diagramas de Nyquist)

Una tcnica de uso frecuente para presentar los datos obtenidos del

monitoreo de vibraciones es la grfica de amplitud vs fase, en la cual se

emplean coordenadas polares para su construccin. Estas grficas son

conocidas comnmente como diagramas de Nyquist o diagramas polares, las

grficas de la figura 10, muestran una comparacin de la grfica de amplitud

vs fase contra la grfica de amplitud y fase vs frecuencia, esta ltima se

grfica empleando coordenadas cartesianas.

La grfica de amplitud vs fase ofrece muchas ventajas comparado con los

diagramas de Bod tales como:

Provee una indicacin inmediata del vector de desbalanceo sin la

necesidad de comparar por separado las grficas de amplitud y fase

Elimina las confusiones que aparecen en los diagramas de Bod,

debidas a las discontinuidades de fase cuando esta cambia de 0 a 360

grados.

Elimina las discontinuidades de fase que aparecen en los diagramas

de Bod cuando la amplitud de vibracin se reduce a un nivel muy

bajo, es decir, cuando no se presenta una seal de vibracin suficiente

para mantener una indicacin de fase.

Los diagramas de Nyquist permiten que tanto la amplitud como la fase sea

representada en una sola grfica durante un arranque o paro de la mquina.

Cuando se emplean sensores de proximidad el vector resultante de la

combinacin de la desviacin (runout) mecnica y la desviacin elctrica se

puede eliminar recalibrando el control de amplitud al origen de la grfica

polar, mientras el vector de desviacin es desplegado en la velocidad mnima

de operacin de la mquina. La figura 18 muestra una comparacin de los

diagramas de Nyquist que se obtienen con y sin recalibracin de la

desviacin de la flecha. Como se ilustra la desviacin (run-out) puede

confundirse con un vector de desbalanceo a alguna velocidad de operacin.

33

Se pueden comparar fcilmente los diagramas de Nyquist que se obtienen

de cada chumacera de una mquina en particular, (rotor elctrico) debido a

que proporcionan informacin acerca de la forma modal asociada a cada

frecuencia de resonancia. Aunque la misma informacin e interpretacin

podra obtenerse de los diagramas de Bod la comparacin es mucho ms

fcil en los diagramas de amplitud y fase (Nyquist).

No obstante estas ventajas en muchas aplicaciones los diagramas de

Nyquist tambin tienen limitaciones cuando se comparan con las grficas de

amplitud vs frecuencia. Las limitaciones son las siguientes:

Mientras los diagramas de Nyquist revelan la presencia y el significado de

las condiciones de resonancia durante el arranque o paro de la mquina,

estas grficas no muestran la velocidad de referencia, es decir, no indican las

rpm a la cual tiene lugar la resonancia. Debido a ello es necesario un

monitoreo de la velocidad de la mquina e indicar manualmente los valores

de frecuencia en la grfica.

El diagrama de Nyquist es una grfica de la vibracin de desbalanceo

(sncrono), por lo tanto restringe al anlisis de vibraciones que se presenten a

1X. Muchas condiciones de resonancia son excitadas por frecuencias de

vibracin diferentes a 1X, dado que se presentan problemas adicionales de

inestabilidad tales como el chicoteo de aceite, resonancias por orbitacin o

rozamientos, estas condiciones ocurren a frecuencias no sncronas.

Figure 10: Diagrama de Nyquist

34

5.-Anlisis de forma de onda (waveform)

Aunque la herramienta de amplitud vs frecuencia generalmente es

empleada para el anlisis de vibracin de la mayora de los problemas que

tienen lugar en turbomquinas, en algunos casos se requiere informacin

adicional para l diagnostico de algn problema en particular o el estudio del

comportamiento dinmico de una mquina bajo condiciones especificas de

operacin.

Un anlisis de amplitud vs frecuencia no siempre proporciona una

informacin completa de las caractersticas de vibracin, algunos problemas

mecnicos podran presentarse a frecuencias idnticas y tener considerables

diferencias en su comportamiento dinmico. Para ilustrar lo anterior

considrese la vibracin generada por un engrane que tiene un diente

despostillado, roto o deformado. l engrane defectuoso tendr contacto con

el otro engrane una vez por revolucin, como resultado se presentara una

frecuencia de vibracin igual a 1X generada por l engrane daado, la

anterior es la misma frecuencia que presenta el desbalance. Por lo tanto, si

nicamente se empleara un anlisis de amplitud vs frecuencia es muy

posible que l engrane defectuoso pudiera ser confundido con una condicin

de desbalance. Sin embargo, la forma de onda generada por el diente del

engrane se diferenciara considerablemente de la causada por un

desbalance. El desbalance producir una forma de onda senoidal, mientras

que el diente defectuoso al estar en contacto nicamente un breve instante

de tiempo por cada ciclo producir un pico distintivo.

Otro beneficio del empleo del anlisis de proyeccin en el tiempo consiste

en la observacin de vibraciones instantneas.

35

Espectros y forma de onda tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)

Figure 11: Waveform



Esquema general (Rodamientos)



36

6.- rbitas de Lissajous

Otra tcnica es la montadura radial de sensores de proximidad en

chumaceras, los ejes de medicin se separan 90, la seal de un sensor es

desplegada en el eje horizontal mientras que la otra seal es desplegada en

el eje vertical. La grfica mostrada representara el movimiento total de la

flecha dentro de la chumacera. Tales grficas son llamadas patrones de

Lissajous y tambin son conocidas como rbitas.

Fsicamente las rbitas representan el movimiento de un elemento de una

mquina, dentro de un plano de medicin; esto es, el movimiento real dentro

de un espacio plano.

Generalmente se refiere al movimiento del eje dentro de sus cojinetes,

cuando se tienen cojinetes de pelcula de lubricantes; eventualmente, pueden

referirse al movimiento de las tapas de los cojinetes o cajas de rodamientos.

En todos los casos, representan y describen finalmente el movimiento del

elemento en cuestin, y su interpretacin es directa; as se mueve el

elemento.

En una mquina rotativa, el movimiento del eje, o el que este transmite a

sus apoyos, debe ser razonablemente circular, con relacin entre eje mayor y

eje menor de 2:1, aun para cojinetes de geometra asimtrica, cualquier

desviacin de este patrn de comportamiento, identificara automticamente,

una condicin de trabajo anormal, y en este sentido l diagnstico de la

presencia de una falla, se convierte en algo sencillo y seguro mediante el

anlisis de rbitas.

La orbita tpica de un eje sobre rodamientos de pelcula fluida (chumaceras)

con diferentes grados de desalineamiento, se muestran en la figura 12.

37

FIGURE 12: RBITA PRODUCIDA POR DESALINEAMIENTO

Rodamiento de pelcula fluida

rbita tpica de un eje sin que este

sometido a fuerzas externas. La forma

elptica es debido a la diferente rigidez

vertical y horizontal de la mquina.

Si se aplica ahora una fuerza hacia

abajo provocada por el desalineamiento

del eje, la forma elptica se aplana, el

desalineamiento limita el movimiento

vertical del eje.

Si la fuerza proveniente del

desalineamiento incrementa, la rbita

continua aplanndose y distorsionando.

Cuando la fuerza incrementa la rbita

presenta una forma torcida

Cuando la fuerza es suficiente grande la

entonces cuando aparece en el

espectro un componente grande en 2X.

38

rbita y forma de onda tomados del software Ascent 2010 (http://commtest.com/)

Figura 13.- a) orbita filtrada a 1 revolucin 1X

Figure 13: Orbitas

Figura 13.- b) forma de onda caracterstico de la figura anterior.

Orbita - Plot Types - Orbit13/06/2006 7:45:36

mm (Horizontal)

-0,04 -0,02 0 0,02 0,04

mm

(V

ertic

al)

-0,04

-0,02

0

0,02

0,04

13/06/2006 7:45:36 650,782 RPM

Filter: 1X

Revolution: 1

39

PROBLEMA RBITA OBSERVACIONES

DESBALANCE

Si la relacin es mayor a 5/1, el problema dejara de ser desbalance, para convertirse en un probable problema de desalineamiento, resonancia, excentricidad o excesiva luz debido al desgaste del cojinete, pero recuerde que siempre hay una excepcin a la regla.

DESALINEAMIENTO

Habra una condicin de desalineamiento, si tuviramos una rbita elptica, cuya relacin de dimetros estara entre 3/1 a 8/1, siendo un valor promedio entre 5/1 a 6/1.

DESALINEAMIENTO Y

SOLTURA

Las de rbitas Lissajous por problemas de desalineamiento asociado con soltura o influenciado por juego en el extremo del eje. Ntese que la elipse est

componente a 1X RPM esta entre la mitad y 2 veces la amplitud de la componente 2X RPM

DESBALACE -

RESONANCIA

si el eje est girando por debajo de su primera velocidad crtica e incrementamos las RPM hasta superar dicha velocidad crtica, habr un cambio de fase de 180

Si no hay cambio de fase (no vara el

ROCE DEL ROTOR

Un roce es generalmente causado por el contacto del rotor con un elemento estacionario, como lo es, la superficie del cojinete, un sello, rotor/estator. Algunas causas que producen los roces son, excesivo desbalance, desalineamiento, pata floja, excesiva luz en el cojinete, deformacin trmica y otros. Los roces del rotor pueden ser del tipo parcial o total.

OIL WHIRL

Se puede observar una rbita Lissajous debido a un Oil Whirl, como se puede observar, existe la presencia de un lazo (rbita) secundaria interno, que rota ms lentamente que la rbita principal (40-48% de velocidad del eje).

Tabla V.- Significados tpicos con orbitales Lissajous:

40

1.2.2.3.- Anlisis mediante la carta de diagnstico

Uso de los Espectros Vibracionales en el Diagnstico de Mquina (Carta

de Diagnstico).

El modo de anlisis o el modo de coleccin de datos, permite que la

informacin pueda ser adquirida y utilizada. As una rpida referencia, la

cin de Diagnstico Vibracional mostrando

en la tabla I en el cual es un medio probado para ayudar en el anlisis y

diferenciacin entre los muchos problemas que se pueden presentar en la

onal cubre

17 tipos de problemas que fueron complementariamente subdivididos dentro

de 40 categoras. Bsicamente la ilustracin del cuadro, parte del siempre

problema a 1X RPM y continua con el diagnstico de problemas mas

complejos.

Adicionalmente a la

ya que es una poderosa herramienta de ayuda para diferenciar entre

diferentes tipos de problemas con espectros similares. Por ejemplo hay un

largo nmero de problemas que generan vibracin de 1X a 2X RPM. Usando

el anlisis de fases, se entiende como la mquina esta vibrando, y en cual de

las direcciones y cual fase es mas pronunciada. Finalmente, la columna de

observaciones (Remarks) proporciona y explica informacin complementaria

de los problemas de las mquinas, sntomas y diagnsticos.

A continuacin se presenta en la tabla VI, la carta ilustrada de Diagnstico

Vibracional.

TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNSTICO DE VIBRACIONES

41

FUENTE DEL PROBLEMA

ESPECTRO TPICO

RELACIN DE FASE

OBSERVACIONES

Desbalance A. Desbalance Esttico

El Desbalance Esttico estar en fase y estable. La amplitud debido al desbalance aumentara por el cuadrado de la velocidad incrementada estando por debajo de la primera crtica del rotor (un incremento de velocidad de 3X = una vibracin a 9X mayor).1XRPM siempre estar presente y por lo general domina el espectro. Puede ser corregido colocando un solo peso de correccin de balance en un plano en el Centro de Gravedad del Rotor (CG). Una diferencia de fase aproximadamente de 0 debe existir entre los Horizontales OB&IB, as como entre las Verticales OB&IB. Usualmente tambin ocurre una diferencia de fase aproximadamente de 90 entre las lecturas de fase Horizontal y Vertical en cada rodamiento del rotor desbalanceado (30).

B. Desbalance de Par de Fuerzas

Un Desbalance de Par de Fuerzas resulta en un desfase de 180 del movimiento en el mismo eje. 1XRPM siempre esta presente y normalmente domina el espectro. La amplitud varia por el cuadrado de la velocidad incrementada por debajo de la primera velocidad crtica del rotor. Puede causar una alta vibracin axial as como radial. La correccin requiere la colocacin de los pesos de balanceo en al menos 2 planos. Note que debe existir una diferencia aproximada de 180 entre las Horizontales OB&IB as como entre las Verticales OB&IB. Tambin usualmente ocurre una diferencia aproximada de 90 entre las lecturas Horizontal y vertical en cada rodamiento (30).

C. Desbalance Dinmico

El Desbalance Dinmico es el tipo de desbalance que se consigue mas comnmente y es una combinacin de Desbalanceo esttico y de par de fuerzas. 1XRPM domina el espectro y realmente necesita una correccin en 2 planos. Aqu la diferencia de fase Radial entre los rodamientos externos e internos puede estar en cualquier lugar del rango entre 0 y 180. Sin embargo, la diferencia de fase Horizontal debe de cuadrar usualmente con la diferencia de fase Vertical, cuando se comparan las mediciones de los rodamientos externos e internos (30). Si el desbalance predomina una diferencia de fase de 90 resulta entre las lecturas Horizontal y Vertical de cada rodamiento (40).

D. Desbalance de Rotor en Voladizo

El Desbalance de Rotor en Voladizo causa un alto 1XRPM en las direcciones Axial y Radial. Las lecturas Axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fase Radial pueden estar inestables. Sin embargo, las diferencias de fase Horizontal usualmente cuadran con las diferencias de fase Vertical en el rotor desbalanceado (30). Los Rotores en Voladizo tienen desbalances Estticos y de Par de Fuerzas, cada uno de los cuales requiere una correccin. As, los pesos de correccin casi siempre tendrn que ser colocados en dos planos para contrarrestar ambos desbalances, el esttico y el de par de fuerzas.

Rotor Excntrico

La excentricidad ocurre cuando el centro de rotacin esta fuera de la lnea de centro geomtrico de una polea, engranaje, rodamiento, armadura del motor, etc. La vibracin mayor ocurre a 1XRPM del componente excntrico en una direccin a travs de la lnea que une el centro de ambos rotores. Comparativamente, las lecturas de fases Horizontales y verticales usualmente difieren 0 180 (cada una de las cuales indica el movimiento en lnea recta). El intentar balancear un rotor excntrico resulta en reducir la vibracin en un direccin radial pero incrementarla en la otra (dependiendo de la cantidad de excentricidad).

Eje Doblado

Los problemas de Eje Doblado causan una alta vibracin axial con una diferencia de fase axial tendiendo a 180 en el mismo componente de la mquina. La vibracin dominante ocurre normalmente a 1X si esta doblado cerca del centro del eje, pero ocurre a 2X si esta doblado cerca del acople. (ser cuidadoso al tomar en cuenta la orientacin del transmisor para cada medicin axial si usted voltea la direccin de la probeta). Use un indicador de dial para confirmar el doblez de eje.

Desalineacin A. Desalineacin

Angular

La Desalineacin Angular se caracteriza por una alta vibracin axial, 180 fuera de fase a travs del acople tpicamente tendr una vibracin axial en 1XRPM y 2XRPM. Sin embargo no es inusual que tanto 1X, 2X 3X domine. Estos sntomas tambin pueden indicar problemas de acople. Una severa desalineacin angular puede excitar muchas armnicas de 1XRPM. A diferencia de la soltura mecnica de tipo C, estas mltiples armnicas no tienen tpicamente un incremento de ruido en el piso del espectro.

B. Desalineacin Paralela

C. Desalineacin de Rodamiento

Inclinado Sobre el Eje

La desalineacin paralela posee sntomas de vibracin similares a la angular pero muestra una alta vibracin radial que se aproxima a 180 fuera de fase a travs del acople. 2X es por lo regular mayor que 1X, pero su altura respecto a 1X es por lo general debida a el tipo de acople y construccin de este. Cuando cualquier desalineacin, Angular o Radial, se vuelve severa, puede generar tanto picos de gran amplitud a altas armnicas (4X-8X) como tambin toda una serie de armnicas de alta frecuencia, similares en apariencia a la soltura mecnica. El tipo de acople y el material influyen de gran manera a todo el espectro cuando la desalineacin es severa. No presenta por lo general un incremento de ruido en el piso. Un rodamiento inclinado genera una vibracin Axial considerable. Puede causar un movimiento torsional con un cambio de fase aproximado de 180 de arriba a abajo y/o de lado a lado cuando se mide en direccin Axial de la misma carcaza del rodamiento. Intentos de alinear el acople o balancear el rotor no aliviara el problema. Es necesario remover el cojinete e instalarlo correctamente.

RESONANCIA

La resonancia ocurre cuando una frecuencia forzada coincide con una frecuencia natural del sistema, y puede causar una amplificacin dramtica de las amplitudes, lo que puede resultar en una falla prematura o incluso catastrfica. Esta puede ser una frecuencia natural del rotor, pero a menudo puede ser originada por el bastidor, la cimentacin, caja de engranajes e incluso las correas de transmisin. Si un rotor esta o se aproxima a la resonancia puede ser prcticamente imposible balancearlo debido al enorme cambio de fase que experimenta (90 en resonancia, cerca de 180 cuando la atraviesa). A menudo requiere el cambio de la frecuencia natural a una frecuencia mayor o menor. Generalmente las frecuencias naturales no cambian con un cambio en la velocidad, lo que ayuda a su identificacin.

TABLA VI.- LISTA ILUSTRADA DE DIAGNSTICO DE VIBRACIONES

42

FUENTE DEL PROBLEMA

ESPECTRO TPICO

RELACIN DE FASE

OBSERVACIONES

Soltura mecnica

NOTESE EL LEVANTAMIENTO DEL PISO

INDICANDO SOLTURA

La soltura mecnica esta indicada para un espectro de vibracin de tipo A, B o C. Tipo A es causada por soltura/debilitamiento estructural del pie de la mquina, la placa base o cimentacin, tambin por una sedimentacin deteriorada, soltura de los pernos que sujetan a la base y distorsin del bastidor o base (Ej. Pata floja). El anlisis de fase puede revelar una diferencia de 90 a 180 entre la medicin Vertical de los pernos, pie de mquina, placa base o la base misma. Tipo B es generalmente causada por soltura de los pernos de la bancada, fisuras en

la estructura del bastidor o en el pedestal del cojinete. Tipo C es normalmente generada por un ajuste inadecuado entre las partes

Componentes, que puede causar numerosas armnicas debidas a respuestas no lineales de partes flojas a fuerzas dinmicas del rotor. Causa un truncamiento de la Onda de Tiempo y un ruido elevado en el suelo del espectro. La tipo C es causada con frecuencia por el aflojamiento de un cojinete en su caja, por un espacio excesivo en la camisa o los elementos rodantes del rodamiento, un impulsor o eje flojo, etc. La fase tipo C es con frecuencia inestable y puede variar ampliamente de un arranque al siguiente. La soltura mecnica es a menudo altamente direccional y puede causar lecturas notablemente diferentes si se comparan niveles en incrementos de 30 en direccin radial alrededor de la carcaza del rodamiento. Tambin ntese que la soltura podr causar mltiples sub-amnicas exactamente a 1/2 o 1/3XRPM (0.5X, 1.5X, 2.5X,. etc.).

Roce (Friccin) del Rotor

El Roce del Rotor produce un espectro similar al de la soltura mecnica cuando las partes giratorias entran en contacto con los componentes fijos. La friccin puede ser parcial o en toda la revolucin del rotor. Usualmente genera una serie de frecuencias, lo que por lo general excita una o mas resonancias. A menudo existen sub-armnicas de fraccin integra, de la velocidad de fraccionamiento (1/2, 1/3, 1/4, 1/5,...1/n). Dependiendo de la ubicacin de la frecuencias naturales del rotor. La friccin del rotor puede excitar numerosas frecuencias altas (similar al ruido de banda ancha que se produce al pasar una tiza por un pizarrn) puede ser muy grave y de corta duracin si es causado por el eje haciendo contacto con el Babbit del cojinete. Una friccin anular total alrededor de toda la revolucin del eje puede

el rotor girando rpidamente a la velocidad crtica en direccin opuesta a la rotacin del eje (inherentemente inestable que puede llevar a una falla catastrfica).

Cojinetes A. Problemas por Desgaste o Juego.

NOTESE EL LEVANTAMIENTO DEL PISO INDICANDO SOLTURA

Etapas posteriores del desgaste de cojinete son normalmente puestas en evidencia debido a la presencia de series completas de armnicas de velocidad de funcionamiento (hasta 10 o 20). Cojinetes gastados a menudo permiten altas amplitudes Verticales en comparacin con las Horizontales, pero solo mostraran un pico pronunciado a 1XRPM. Los cojinetes con soltura (juego) excesivo pueden permitir que un desbalance y/o desalineacin menor cause una alta vibracin que seria mucho menor si el juego del cojinete se ajustara a las especificaciones.

B. Inestabilidad por Remolino de Aceite

La Inestabilidad por Remolino de Aceite ocurre a .40-.48XRPM y a menudo es bastante grave. Se le considera excesiva cuando la amplitud excede el 40% de la holgura del cojinete. El remolino de aceite es una vibracin de la pelcula de aceite donde las desviaciones en las condiciones normales de operacin (ngulo de disposicin y radio dentro del cojinete. La fuerza desestabilizadora en direccin de la rotacin resulta en un remolino (precesin hacia adelante). El remolino de aceite es inestable ya que incrementa las fuerzas centrifugas que aumentan las fuerzas del remolino. Puede causar que el aceite no soporte al eje, o puede convertirse en inestable cuando la frecuencia del remolino coincide con una frecuencia natural del rotor. Cambios en la viscosidad del aceite, presin de lubricacin y cargas previas externas pueden afectar al remolino de aceite.

C. Inestabilidad por Latigazo de Aceite

REMOLINO DE ACEITE

El Latigazo de Aceite puede ocurrir si la mquina opera a o sobre 2X la frecuencia. Crtica del rotor. Cuando el motor alcanza dos veces la velocidad crtica, el remolino estar muy cercano a la crtica del rotor y podr causar una vibracin excesiva que la pelcula de aceite no sea capaz de soportar. La velocidad del remolino se

en el punto crtico del rotor y este pico no pasar a travs aunque a la mquina se lleve a velocidades ms y ms altas.

4 ETAPAS DE DAO DEL RODAMIENTO ETAPA 1: Las primeras indicaciones de problemas en los rodamientos aparecen en las frecuencias ultrasnicas que oscilan entre 250,000 - 350,000 Hz; luego, a medida que se incrementa el desgaste, cae a aproximadamente 20,000 - 60,000 Hz (1,200,000 - 3,600,000 CPM). stas son frecuencias evaluadas por el filtro Spike Energy (gSE), por HFD(g) y por el Pulso de Choque (dB). Por ejemplo, la energa de Spike Energy puede aparecer por primera vez a aproximadamente .25 gSE en la Etapa 1 (el valor real depende de la ubicacin de la lectura y de la velocidad de giro de la mquina). La adquisicin de espectros envolventes de alta frecuencia confirma si el cojinete se encuentra o no en la Etapa 1 de Dao. ETAPA 2: las frecuencias naturales (fn) de sus componentes, que generalmente ocurren en un rango de 30K - 120KCPM. Dichas frecuencias naturales tambin pueden ser resonancias de las estructuras de apoyo del rodamiento. Las frecuencias de bandas laterales aparecen arriba y abajo del pico de frecuencia natural al final de la Etapa 2. La energa Spike Energy crece (por ejemplo, de .25 a .50 gSE). ETAPA 3: Aparecen armnicas y frecuencias de defectos del rodamiento. A medida que eldesgaste progresa, aparecen ms armnicas de frecuencias de defecto y el nmero de bandas laterales crecen, tanto alrededor de stas y de las frecuencias naturales del componente del cojinete. La energa Spike Energy contina incrementndose (por ejemplo, de .5 a ms de 1 gSE). En esta etapa por lo general el desgaste es visible y se puede extender a toda la periferia del cojinete, sobre todo cuando varias bandas laterales bien formadas acompaan a las armnicas de frecuencias de defecto del rodamiento. Los espectros demodulados de alta frecuencia y envolventes ayudan a confirmar la Etapa III. Reemplace los rodamientos ahora! (independientemente de las amplitudes de frecuencia defectuosas del rodamiento en los espectros de vibracin).

ETAPA 4: Hacia el final, incluso se afecta la amplitud 1X RPM. Crece, y normalmente causa el crecimiento de muchas armnicas de 1X. Las frecuencias naturales discretas de

Adems, las amplitudes tanto del piso de ruido de alta frecuencia y de Spike Energy pueden en efecto disminuir; sin embargo, justo previo al paro catastrfico, la energa Spike Energy y HFD por lo general crecen a amplitudes excesivas.

RODAMIENTOS (4 Etapas de dao)

fn = Frecuencias Naturales de Los Componentes y de la Estructura de Soporte del Rodamiento Instalado. FRECUENCIAS DE DEFECTO DEL COJINETE:

Donde: BPFI = Frecuencia de la Pista Interna BPFO = Frecuencia de la Pista Externa BSF = Frecuencia de Giro de Bola / Rodillo FTF = Frec. Fundamental de la Jaula. Nb = Nmero de Bolas o Rodillos Bd = Dimetro de Bola / Rodillo (pulg. o mm)

= ngulo de Contacto (grados)

ANÁLISIS CAUSA RAÍZ MEDIANTE VIBRACIONES A COMPRESOR AERZEN DE TORNILLO

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