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• Jorge Velasquez

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ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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TABLA DE CONTENIDO

1. ANÁLISIS DE FASE............................................................................................................... 5 1.1 MEDICIÓN DE FASE ....................................................................................................... 6 1.2 CÁLCULO DE FASE. ....................................................................................................... 6 1.3 SIGNIFICADO DE LA FASE. ........................................................................................... 7 1.4 LA FASE MEDIANTE EQUIPOS MULTICANAL............................................................... 9 1.5 COMPORTAMIENTO DE FASE PARA DIFERENTES SITUACIONES............................ 9 1.6 SENSORES DE PROXIMIDAD. ..................................................................................... 11 1.7 MÉTODOS DE MEDICIÓN DE FASE ............................................................................ 13 2. PROCESAMIENTO DE SEÑALES ...................................................................................... 16 2.1 PÉRDIDA O DISPERSIÓN DE LA SEÑAL..................................................................... 16 2.2 PROMEDIADO EN EL ESPECTRO ............................................................................... 17 2.3 PROMEDIADO EN EL DOMINIO DEL TIEMPO............................................................. 18 2.4 TWF ............................................................................................................................... 19 2.4.1 Modulación en la TWF............................................................................................. 20 2.5. PATRONES DE MODULACIÓN DISTORSIONADA Y PULSACIÓN (BEATS).............. 21 3.

DIAGNÓSTICO DE FALLAS EN RODAMIENTOS ........................................................... 22 3.1 FRECUENCIAS DE FALLA............................................................................................ 24 3.1.1 Cálculo Aproximado de las Frecuencias.................................................................. 26 3.2 EVOLUCIÓN DE LA FALLA ........................................................................................... 26 3.2.1 Etapa 1.................................................................................................................... 27 3.2.2 Etapa 2.................................................................................................................... 27 3.2.3 Etapa 3.................................................................................................................... 27 3.2.4 Etapa 4.................................................................................................................... 28 3.3 MEDICIONES EN RODAMIENTOS ............................................................................... 28 3.3.1 Mediciones de Velocidad......................................................................................... 28 3.3.2 Mediciones de la Señal Envolvente ......................................................................... 29 3.3.3 La Onda de Aceleración Envolvente........................................................................ 30 3.4 EJEMPLOS DE APLICACIÓN EN EL DIAGNOSTICO DE RODAMIENTOS.................. 31 3.4.1 Análisis de Espectros de un Rodamiento de una Caja Reductora ........................... 31 3.4.2 Análisis de Espectros de un Rodamiento de un Motor DC....................................... 33 3.4.3 Análisis de Falla de un Rodamiento en una Bomba Centrífuga con Spike Energy... 36 3.4.4 Estudio de un Rodamiento en una Maquina de Papel ............................................. 37 3.4.5 Falla en Rodamiento con Pista Interna Partida........................................................ 39 3.4.6 Falla en Rodamiento – Pasaje de una Corriente Eléctrica ....................................... 42

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4. TÉCNICAS DE DEMODULACIÓN ....................................................................................... 46 4.1 DÓNDE TOMAR LAS MEDICIONES PARA LOS ESPECTROS HFE ............................ 50 4.2 TIPO DE SENSORES UTILIZADOS PARA LAS MEDICIONES DE HFE....................... 50 4.3 PREGUNTAS FRECUENTES........................................................................................ 51 4.4 MÉTODO DEL IMPULSO DE CHOQUE (SPM) ............................................................. 52 4.5 PEAK VUE ..................................................................................................................... 58 4.6 SPIKE ENERGY ............................................................................................................ 60 5. ANÁLISIS DE MÁQUINAS ELÉCTRICAS............................................................................ 64 5.1 MOTOR AC – TIPO JAULA DE ARDILLA ...................................................................... 64 5.2 VIBRACIONES DE ORIGEN MAGNÉTICO EN MÁQUINAS ELÉCTRICAS................... 67 5.2.1 Diagnóstico Por Vibración Para Transmisiones de Motores Eléctricos Industriales . 67 5.2.2 Problemas de Vibración........................................................................................... 67 5.2.3 Análisis Espectral .................................................................................................... 68 5.3 CASO DE ANÁLISIS DE UN MOTOR DE INDUCCIÓN ................................................. 73 5.4 DETECCIÓN DE FALLAS EN MOTORES DE CC POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES. 78 5.4.1 Principios de Construcción y Operación de los Motores de Corriente Continua....... 78 5.4.2 Principios de Operación del Motor de Corriente Continua. ...................................... 80 5.4.3 Distintos Casos de Defectos en un Motor de CC ..................................................... 83 5.5 ANÁLISIS DE CORRIENTE DE MOTORES - MOTOR CURRENT SIGNATURE ANALISIS............................................................................................................................. 92 5.6. CASOS DE FALLA........................................................................................................ 95 5.6.1 Motor de un Compresor........................................................................................... 96 6. ANÁLISIS DE VIBRACIONES EN ENGRANAJES ............................................................... 98 6.1 ENGRANAJES Y CAJAS DE ENGRANAJES ................................................................ 98 6.2 ESQUEMA BÁSICO DEL ENGRANAJE ........................................................................ 98 6.3 FRECUENCIA DE ENGRANE.......................................................................................101 6.4 FRECUENCIA “FANTASMAS”. .....................................................................................102 6.5 FRECUENCIA DE ENGRANE FRACCIONAL...............................................................102 6.6 OTRAS FRECUENCIAS DE ENGRANE FRACCIONAL: ..............................................103 6.7 EFECTOS DE MODULACIÓN. .....................................................................................103 6.8 PROBLEMAS EN ENGRANAJES .................................................................................104 6.9 FRECUENCIA DE ENGRANE Y VELOCIDADES PARA ENGRANAJES PLANETARIOS. ............................................................................................................................................108 6.10 DEFECTOS EN ENGRANAJES, MECANISMOS DE FALLA, PASOS DE ANÁLISIS Y MEDICIONES. ....................................................................................................................110 6.11 EJEMPLO DE ANÁLISIS EN UNA CAJA DE ENGRANAJES:.....................................115 6.12 ANÁLISIS DE UN SISTEMA DE ENGRANAJES PLANETARIOS ...............................116

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6.13 ALGUNAS CONSIDERACIONES FINALES CON ENGRANAJES ..............................120 6.14 ANÁLISIS DE UN MULTIPLICADOR PLANETARIO ...................................................123 7. TURBINAS DE VAPOR.......................................................................................................127 7.1 TIPOS DE VIBRACIONES MÁS COMUNES EN LAS TURBOMÁQUINAS...................129 7.1.1 Problemas Típicos..................................................................................................130 7.2 SISTEMA DE MONITOREO DE VIBRACIONES EN TURBINAS ..................................137 8. BOMBAS CENTRIFUGAS ..................................................................................................143 8.1 CONCEPTOS GENERALES.........................................................................................143 8.2 DATOS DEL EXPERIMENTO .......................................................................................145 8.3 PROCEDIMIENTO ........................................................................................................147 8.3.1 Prueba con la Cubierta de Bronce..........................................................................147 8.4 OBSERVACIONES EXPERIMENTALES Y RESULTADOS ..........................................148 8.5 EXPERIMENTO CON LA CUBIERTA DE BRONCE .....................................................153 8.6 CONCLUSIONES..........................................................................................................166 9. RESONANCIA ....................................................................................................................167 9.1 CONCEPTOS BÁSICOS E INSTRUMENTACIÓN ........................................................167 9.2 FRECUENCIAS NATURALES Y FORMAS MODALES.................................................167 9.3 EXCITACIÓN ................................................................................................................169 9.4 DIAGRAMAS DE INTERFERENCIA .............................................................................169 9.5 MEDICIÓN Y ANÁLISIS ................................................................................................170 9.5.1 Aparatos de Excitación...........................................................................................170 9.5.2 Analizadores de Datos ...........................................................................................172 9.6 TÉCNICAS DE PRUEBA DE RESONANCIA ................................................................173 9.6.1 Procedimiento del Test de Resonancia ..................................................................173 9.6.2 Determinación de Frecuencias Naturales a Partir del Tests de Impacto .................179 9.6.4 Técnicas de Prueba de Velocidad Crítica ...............................................................183 9.6.5 Utilización del Analizador de Espectro FFT ............................................................183 9.6.6 Uso de Gráficos Polares.........................................................................................185 9.7 AMORTIGUACIÓN........................................................................................................186 9.7.1 Factor de Amortiguación y Decremento Logarítmico ..............................................187 10. ÓRBITAS DE EJES ..........................................................................................................187 10.1 POSICIÓN DEL EJE Y ÓRBITAS ...............................................................................192 10.2 COHERENCIA ............................................................................................................204 10.2.1 Propiedades de Sistemas Lineales.......................................................................204 10.3 ANALISIS CRUZADO DE FASE .................................................................................205 11. BIBLIOGRAFÍA .................................................................................................................206

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ANEXO 1. VENTILADORES ...................................................................................................207 CASO DE ESTUDIO No. 1......................................................................................................208 CASO DE ESTUDIO No. 2......................................................................................................213 CASO DE ESTUDIO No. 3......................................................................................................216

1. ANÁLISIS DE FASE

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1.1 MEDICIÓN DE FASE Por tratarse de una medición relativa, la fase requiere la presencia de dos señales, las cuáles deben poseer igual frecuencia.

Referencia angular Sensor de fase

270º

Punto pesado

Acelerómetro 180 º

fuerza

0º

360 º

tiempo

90 º

Figura 1-1. Medición de Fase Se requiere por lo tanto: 1. Un sensor de movimiento, que puede ser un acelerómetro, un velómetro, o un sensor tipo Eddy 2. Un sensor para tomar señal de referencia. Puede ser una celda fotoeléctrica, un sensor tipo Eddy, un acelerómetro, un sensor óptico, entre otros. Lo importante, es que pueda proporcionar una señal periódica, directamente asociada a la velocidad de giro de la máquina objeto de análisis. 3. Un equipo de procesamiento, análogo o digital, capaz de medir la diferencia en tiempo, o en grados, entre la señal del sensor de movimiento y la señal de referencia. 1.2 CÁLCULO DE FASE. Mientras el sensor de Vibración procesa una señal sinosoidal, el sensor de fase genera un tren de pulsos

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φ = RELACIÓN O ÁNGULO DE FASE φ

φ T

SEÑAL DE VIBRACIÓN

360°

φ T

SEÑAL DE SINCRONIZACIÓN

360°

Figura 1-2. Señal de Sincronización La señal de sincronización o tren de pulsos, puede provenir de: • •

•

Un sensor óptico direccionado hacia una cinta reflectiva en el eje de la máquina. Un sensor Eddy, montado en un plano transversal al eje, en donde esté ubicado un cuñero, por lo tanto el pulso puede ser positivo o negativo. Esto no influye en el cálculo de la fase, siempre y cuando se tenga en cuenta para la configuración en el equipo de medición. Un sensor de aceleración (piezoeléctrico), si se utiliza con un equipo multicanal con función FRF (Frequency Response Function).

1.3 SIGNIFICADO DE LA FASE. En el transcurso de 360° de revolución del eje, el sensor mide la fuerza máxima positiva cuando el punto pesado está a 90° de su posición inicial (esta posición inicial fue determinada por el tacómetro) El ángulo de fase es 90 grados

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Figura 1-3. Significado de la Fase

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1.4 LA FASE MEDIANTE EQUIPOS MULTICANAL No es requisito un sensor de Fase. Puede establecerse la posición de una señal de vibración respecto a otra, dejando un sensor como referencia

S1

S2

Figura 1-4. Posición Sensor En el caso de arriba, se deja el sensor del lado izquierdo como sensor fijo y progresivamente se va ubicando el otro sensor en los diferentes puntos de medición. De esta manera se construye una tabla de datos, en la cual se puede comparar por ejemplo las dos fases de las mediciones horizontales, las cuales para este caso tienen 180 grados de diferencia. Este tema se amplía en el capítulo de Análisis en Dos Canales.

1.5 COMPORTAMIENTO DE FASE PARA DIFERENTES SITUACIONES 1.- Un desbalanceo de fuerza (o estático): Es evidenciado por una fase casi idéntica en dirección radial de cada cojinete del rotor de una máquina. 2.- El desbalanceo de cupla: Muestra aproximadamente una relación fuera de fase de aproximadamente 180º, cuando se compara la fase en dirección horizontal en lado libre y lado acople y vertical en lado acople y lado libre.

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3.- El desbalanceo dinámico: Se indica cuando la diferencia de fase está bien alejada de 0º o 180º, pero es casi la misma en dirección horizontal y vertical. Es decir, la diferencia de fase horizontal podría ser casi idéntica a la diferencia de fase vertical (± 30º). Si la diferencia de fase horizontal varía mucho de la diferencia de fase vertical, esto sugiere fuertemente que el problema dominante no es el desbalanceo. 4.- La desalineación de acoplamientos: Es una condición donde los ejes de la máquina conductora y conducida no están en la misma línea de centros. El espectro presenta componentes distintivas en 1x, 2x, 3x, mientras que una desalineación severa puede generar componentes superiores. Si la desalineación es paralela se generan altas vibraciones radiales, mientras que en la angular se dan en sentido axial. La situación más común es una desalineación combinada, siendo una característica distintiva de las mismas que las vibraciones se generen principalmente en sentido axial. La forma de vibración es típicamente periódica. Dado que las fuerzas que actúan en cada máquina debido a este tipo de falla tienen sentido opuesto (por ser fuerzas de acción y reacción), se espera que la desalineación angular se caracterice por una diferencia de fase de aproximadamente 180º a través del acoplamiento, con mediciones en dirección axial. 5.- La desalineación paralela: Causa que la fase de dirección radial a través del acoplamiento esté aproximadamente 180º fuera de fase una con respecto a la otra. 6.- El eje curvado: Causa que la fase axial del mismo eje se aproxime a una diferencia de 180º cuando se comparan las mediciones de los cojinetes lado acople y lado libre del mismo rotor de la máquina. 7.- La resonancia: Se muestra por un cambio de fase de 90º en el punto en que la frecuencia forzada coincide con una frecuencia natural, y se aproxima a un cambio completo de fase de 180º cuando la máquina pasa a través de la frecuencia natural (dependiendo de la amortiguación presente). 8.- El rozamiento del rotor: Causa cambios significativos e instantáneos en la fase. 9.- La soltura/debilidad mecánica debido a problemas de la base/marco o pernos flojos: Se indica por un cambio de fase de casi 180º cuando se mueve el transductor del pie de la máquina hacia su base y luego hacia la base soporte. 10.- Soltura mecánica debido a un marco o bastidor agrietado, cojinetes o rotores flojos: Causa que la fase sea inestable, probablemente con mediciones de fase muy diferentes de una medición a otra. La medición de fase puede diferir evidentemente cada vez que se encienda la máquina en unos pocos grados con cada arranque, particularmente si el rotor es el que está flojo y roto en el eje. Para evitar cualquier mala interpretación potencial, se deben aplicar las siguientes seis reglas para ángulos de fase en forma consistente: •

Todas las mediciones de fase requieren de dos ángulos. Una de las señales tiene una referencia fija (sensor de vibración) y la otra tiene una referencia móvil (marca en el eje); la primera cambia cuando se modifica la distribución de masas en el rotor; la segunda debe permanecer inmodificada durante un trabajo de balanceo o durante un análisis de fase a una máquina o sistema.

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• • •

•

La medición de fase requiere que ambas señales, es decir la señal dinámica y la de trigger, ocurran a la misma frecuencia. El pico positivo de la señal filtrada, se mide respecto al pulso de referencia. Esa distancia angular medida es el ángulo de fase. Mirando hacia atrás en el tiempo, el ángulo de fase deberá ser la distancia angular entre el pico positivo de la señal activa y el primer pulso del tren (trigger). Por esa razón se dice que los equipos digitales miden la fase “en contra del sentido de giro de la máquina”. Los ángulos de fase deben ser expresados como grados de retraso de fase. El término retraso implica un ángulo negativo, es decir en contra del sentido de rotación y hacia atrás en el tiempo.

Estas reglas son aplicadas a todo tipo de señales medidas, ya sean de vibración, pulsos de presión, señales de fuerza, etc.

1.6 SENSORES DE PROXIMIDAD. Se utilizan para mediciones de fase y determinación de precisión cuando se combina con otros sensores dentro de la misma máquina. Otra aplicación de los sensores de proximidad es la de suministrar pulsos de referencia. Típicamente, estos son pulsos sincrónicos a uno por revolución que pueden utilizarse para una medición precisa de velocidad. Estos pulsos a 1x son denominados generalmente señales del fasor, y los transductores son también llamados puntas de medición del fasor. Suelen ubicarse sobre una depresión del eje o sobre un agujero roscado. Con esta configuración, los sensores producen un pulso negativo cuando una indentación en el eje pasa por debajo del sensor de proximidad. En algunas distancias, la punta del fasor puede observar una elevación sobre el eje como por ejemplo el extremo de una chaveta, en estos casos generan un pulso positivo. Los sensores radiales, axiales y de fasor son combinados de varias formas. En la mayoría de los casos un par de transductores radiales mutuamente perpendiculares se instalan en cada rodamiento (sensores X-Y). Un par de sensores axiales se montan en cada cojinete de empuje y un fasor radial será instalado para cada velocidad de eje. Una aplicación típica que requiere esta instalación se ve en la siguiente figura.

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Figura 1-5. Vista Lateral de la Posición de Instalación de los Sensores de Proximidad sobre un Piñón de Alta Velocidad Otro tipo de transductores utilizados para generar pulsos temporales es el óptico. Este dispositivo se utiliza para observar una porción de cinta reflectante o cualquier otro objeto contrastante adherido al eje u otra superficie de rotación. La coincidencia de la cinta reflectante con el sensor óptico produce un pulso de señal que puede utilizarse como el fasor para mediciones en campo de balanceo o diagnóstico de fallas.

Figura 1-6. Transductor Óptico Típico Este tipo de transductores es ideal para aquellas máquinas que no toleran agujeros roscados u otro tipo de mecanización sobre la superficie expuesta del eje. Las máquinas de alta velocidad son generalmente candidatas a este tipo de sensores de tiempo. Desafortunadamente, la utilización de la cinta reflectante para la marca de tiempo sobre el eje se encuentra generalmente limitada por el número de revoluciones del eje. Para los casos de superficies de alta velocidad, la utilización de un spray de pintura negra u otro tipo de marcador puede ser requerida para oscurecer uniformemente la superficie del eje. Una pequeña tira de pintura reflectante debe aplicarse luego a la superficie del eje para que actúe como la marca de trigger. La señal de salida del sensor óptico puede ser observada en un osciloscopio y luego evaluar la confiabilidad de la señal de pulsos resultante.

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Obviamente, se podrán requerir correcciones a la marca reflectante para mejorar la claridad y consistencia de la señal óptica final del fasor. 1.7 MÉTODOS DE MEDICIÓN DE FASE La fase se relaciona con un punto de referencia fijo como por ejemplo, una marca en el eje que indica la posición de rotación en grados. Independientemente de que método se utilice para determinar el ángulo de fase es necesario que la medición en el tiempo sea precisa. La figura 1-7 muestra el ángulo de fase medido con un sensor de desplazamiento sin contacto y un pulso de referencia. El ángulo de fase es el ángulo medido en el registro de la vibración en el tiempo desde el punto donde la marca en el eje para medir fase (en la figura es el canal de la chaveta) pasa frente al sensor medidor de fase, el cual proporciona el pulso de referencia hasta donde el punto alto pasa bajo el sensor de desplazamiento. El punto alto puede ser ubicado deteniendo el eje de modo que la marca en el eje para medir fase quede frente al sensor medidor de fase, entonces se mide desde el sensor de desplazamiento y contra la dirección de rotación, una distancia angular igual al ángulo de fase.

Figura 1-7. Definición del Ángulo de Fase La figura 1-8 presenta el método de medición convencional utilizado, incluyendo luz estroboscópica, osciloscopios de dos canales, filtros vectoriales digitales y analizadores de espectro FFT. La luz estroboscópica se dispara en el cruce de negativo a positivo de la señal ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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de vibración. La referencia fundamental de fase es una marca en el eje. Cuando el transductor se mueve a otra ubicación, se medirá un segundo ángulo de fase. Debido a que ambas mediciones se encuentran relacionadas al punto de referencia sobre el eje, pueden relacionarse mutuamente – obteniéndose la fase relativa de sus movimientos. El segundo método utiliza un osciloscopio de dos canales, tanto digital como analógico, donde ambas señales de vibración, o una señal de vibración y una de trigger se representan en los canales uno y dos del osciloscopio respectivamente. El ángulo de fase es la fracción de tiempos entre eventos (6 ms en la figura 1-9) y el tiempo del período fundamental (16,7 ms, en la figura 1-9) multiplicado por 360º. Para identificar un ángulo de fase exacto, las dos señales deben ser estacionarias y contener solo componentes de una sola frecuencia (igual en ambas). Si la señal de trigger se substituye por una de las señales de vibración, se obtiene el típico ángulo de fase orientado para balanceo. Para una mayor exactitud es preferible utilizar osciloscopios digitales con una frecuencia de muestreo lo suficientemente elevada para obtener precisión en la fase.

Figura 1-8. Métodos de Medición de Fase

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Figura 1-9. Medición de Fase para Balanceo, Utilizando la Forma de Onda Vibratoria y el Pulso del Tacómetro El ángulo de fase requerido puede ser obtenido directamente de un filtro vectorial digital o colector de datos. Estos instrumentos realizan el mismo análisis mostrado en la figura 1-9, sobre la señal de trigger y de vibración, sin embargo, presenta mayor exactitud debido a que la señal se halla filtrada. El analizador de dos canales FFT presenta dos formas de análisis de fase: en el dominio del tiempo es similar al osciloscopio de dos canales, mientras que en el dominio de fase y espectro (figura 1-10) se muestra el ángulo de fase a todas las frecuencias entre las señales. Aquí el análisis no se limita a una única frecuencia. El análisis de fase puede llevarse a cabo en un analizador FFT de un solo canal entre un trigger externo (sensor de proximidad, pickup óptico, cintas reflectantes) y la señal de vibración. Utilizando múltiples puntos de medición, puede obtenerse la fase relativa entre dos posiciones en una máquina.

Figura 1-10. Análisis de Espectro y Fase

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2. PROCESAMIENTO DE SEÑALES

2.1 PÉRDIDA O DISPERSIÓN DE LA SEÑAL Es prácticamente imposible que la señal de entrada contenga sinusoides que inicien y terminen justo al principio y al final de la ventana de tiempo. Esto ocasiona cambios abruptos en la señal procesada que no están realmente en la señal original y se manifiestan como energía al inicio del espectro y también en armónicos mayores. La solución usual consiste en multiplicar la señal de entrada por una función de compensación. Esto se hace en el dominio del tiempo y su nombre técnico es Ventaneado. Esta distorsión, lleva a que el cálculo de la resolución deba ser compensado. Por ejemplo, para una banda base de 60.000 CPM y 1600 líneas, la resolución es de 37.5 CPM/línea, esto significa una capacidad para diferenciar dos picos de frecuencia, cuya diferencia no sea menor a 37.5 CPM, pero debido a la distorsión, debemos asumir que este valor puede ser hasta 3.5 veces mayor, es decir 112.5 CPM. Existe una variedad de funciones de compensación: • Uniforme o Plana: La señal de entrada no se multiplica por ninguna función.

Figura 2-1. Ventana Uniforme • Hanning: Una función coseno reduce la señal a cero al inicio y final de la ventana.

Figura 2-2. Ventana Hanning

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• Exponencial: la señal es reducida a un nivel cercano a cero al final de la ventana, utilizando un decremento exponencial sobre la longitud de la ventana. • Fuerza-exponencial: Una combinación de ventanas es utilizada para estudios de impacto que minimizan la distorsión tanto del impacto como de su respuesta. Cuando se realicen los cálculos se deben utilizar los siguientes factores: • Para ventana uniforme el valor es 1.0 • Para ventana Hanning el valor es 1.5 • Para ventana Flat Top el valor es 3.5 2.2 PROMEDIADO EN EL ESPECTRO El promediado en el dominio de la frecuencia es un procedimiento utilizado para disminuir el error causado por la aleatoriedad de la señal y modifica la compensación de los componentes espectrales. El promedio lineal y el exponencial, son métodos de promediado real, mientras que el promediado del pico es una búsqueda y retensión del máximo pico.

Amplitud Relativa

A = Área

Tiempo Promediado

Tiempo

Figura 2-3. Curvas de compensación para promediados lineal y exponencial equivalentes Los analizadores FFT tienen normalmente los siguientes modos: • Lineal: Incrementa la proporción señal a ruido en el analizador. Al sumar espectros repetidos y dividir por el número de espectros, se reduce el ruido de fondo, mientras permanecen los componentes discretos. Se asume aquí que el contenido frecuencial de la señal no cambia con el tiempo, básicamente, el promediado lineal es una pura integración aritmética. • Exponencial: Se utiliza cuando los datos recientes deban ser enfatizados o cuando los datos más antiguos llegan a ocultar grandes fluctuaciones de los datos recientes. Estos últimos tienen un mayor peso y hay una caída exponencial de la compensación que va hacia atrás en el tiempo. ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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• Pico: Se comparan espectros sucesivos, pico a pico, y se almacena la máxima amplitud detectada en cada línea de frecuencia. Aunque se le llame promediado, realmente es una comparación continua en el espectro para retener el pico más alto.

2.3 PROMEDIADO EN EL DOMINIO DEL TIEMPO

Figura 2-4. Pulso externo de sincronización

Figura 2-5. Depuración de la señal También conocida como promediado sincrónico en el tiempo (STA), se utiliza cuando una señal debe ser observada en el dominio del tiempo e implica que no hay transformación al dominio de la frecuencia. Se basa en extraer “ondas periódicas” de señales complejas y ruidosas, aumentando la relación efectiva de la proporción señal a ruido. Un pulso de sincronización ingresa al analizador en un tiempo definido como to = 0. Luego, una serie de pulsos de muestreo es generada a intervalos ∆t y la amplitud instantánea de la señal de entrada para cada pulso de muestreo es medida y almacenada en la memoria. Cuando la señal que se desea medir, está inmersa en muchas otras señales, ruido, etc., a medida que se hacen muestreos en intervalos ∆t, se va reconstruyendo con todo su detalle, ya que los componentes no sincrónicos son llevados a cero a medida que el número de muestras tiende a infinito. Este

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es un gran método para separar fuentes de vibración en sistemas que tienen elementos relacionados entre si girando a diferentes velocidades (cajas de engranajes, prensas de rodillos), incluso si hay una leve variación de velocidad. Si la variación de velocidad es mayor, muchos equipos FFT tienen la opción de filtro de seguimiento (Order Tracking Filter), que permite mediante un tacómetro, actualizar la frecuencia de muestreo de la señal. El resultado obtenido es que las frecuencias relacionadas con la velocidad de giro se ven fijas en el espectro, mientras que las que no lo son, se desplazan a lo ancho del mismo.

2.4 TWF Una vez realizadas las configuraciones adecuadas y ajustado el procedimiento de medición, de acuerdo a la aplicación a realizar, se tiene en frente el trabajo de determinar si la TWF corresponde o no a una condición de máquina adecuada. Las TWF muestran patrones que corresponden a síntomas muy claros, marcando diferencia respecto al análisis de espectros, en donde varios patrones de falla pueden compartir un comportamiento espectral similar.

(a) (b)

(b)

(a)

(b)

Figura 2-6. (a) Onda compuesta de dos ondas seno con diferentes amplitudes y frecuencias (b) Onda cuadrada y su espectro FFT

En una TWF se analiza si su forma es: • • • •

Sinusoidal Periódica Impactos repetitivos Impactos aleatorios

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• • • • •

Truncada Simétrica o asimétrica Continua o interrumpida Modulada en amplitud Modulada en frecuencia

Se dan además combinaciones de dos o más características anteriores, en razón a la fuente de vibración que las origine.

2.4.1 Modulación en la TWF

(a)

(c)

(b)

(d)

Figura 2-7. Modulación en la TWF. (a) Modulación de amplitud, (b) Generación de las bandas laterales, (c) Modulación de frecuencia, (d) Distorsión en la modulación de amplitud La modulación de cualquier señal, requiere al menos de dos componentes: una señal portadora y una señal moduladora, las cuales deben tener una diferencia de frecuencia apreciable. En señales de vibración, la modulación de amplitud se genera por patrones cíclicos de carga y puede darse por varias causas, entre otras:

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• Un diente fracturado en un piñón o un piñón excéntrico (moduladora a 1X del piñón) en un sistema de engranajes (la portadora es la GMF) • Un defecto puntual en el aro interior de un rodamiento: La moduladora es la 1X, mientras que la portadora es BPFI La modulación de frecuencia se caracteriza por que mientras la amplitud es constante, la frecuencia experimenta fluctuaciones periódicas, que pueden originarse por ejemplo por: • Defecto en la fabricación de engranajes, en los cuales exista discrepancia en el espaciamiento entre dientes. • Presencia de vibraciones torsionales A la modulación de frecuencia también se le denomina modulación de fase. Cuando hay presencia de patrones de modulación, el espectro resulta con componentes de frecuencia iguales a las sumas y diferencias entre la frecuencia central (portadora) y la frecuencia de modulación, estos conjuntos de frecuencias son denominados “bandas laterales”.

2.5. PATRONES DE MODULACIÓN DISTORSIONADA Y PULSACIÓN (BEATS)

Las distorsiones en los patrones modulados se presentan debido a la no linealidad de componentes mecánicos cuyas frecuencias operativas están moduladas y hacen compleja la tarea de identificar las frecuencias envueltas en el patrón de modulación. Cuando no es posible descifrar el patrón de modulación, debe aumentarse la frecuencia de monitoreo para detectar cambios, los cuales serán indicativo de inadecuado funcionamiento o deterioro de componentes mecánicos. Los pulsos o “beats” se producen por la superposición de dos ondas de similar frecuencia, entrando y saliendo de sincronismo. Se genera una onda de amplitud modulada, pero el espectro respectivo es completamente distinto. La frecuencia de modulación es igual a la diferencia de frecuencias siendo éste es un problema común en equipos como: • • • •

Prensas con dos rodillos de diferente diámetro Motores eléctricos Máquinas vecinas de similares RPM Bombas centrífugas descargando en el mismo cabezal

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(a)

(c)

(b)

(d)

Figura 2-8. Patrones de modulación distorsionada y pulsación. (a) Distorsión en la modulación de amplitud, (b) Modulación – Demodulación, (c) Pulsos de frecuencia o beats, (d) Pulsos en el dominio del tiempo

3. DIAGNÓSTICO DE FALLAS EN RODAMIENTOS

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Una gran cantidad de maquinaria y utilitarios actuales están equipados con rodamientos. En la mayoría de los casos, éstos son los componentes más precisos dentro de la máquina, generalmente mantenidos en 1/10 de tolerancia con respecto a muchos de los otros componentes de la misma. A pesar de ello, sólo cerca del 10 al 20% de los rodamientos duran lo que deberían, debido a una variedad de factores. Estos incluyen primariamente, lubricación inadecuada, uso del lubricante equivocado, contaminación con suciedad y otras partículas extrañas, almacenamiento impropio fuera de sus cajones de embalaje, entrada de humedad, incorrecta aplicación del rodamiento, etc. La figura 3-1 muestra los componentes de los rodamientos. Observe la ubicación del acelerómetro en relación a la pieza externa, pieza interna, elementos rodantes y canasto.

Figura 3-1. Terminología de los Rodamientos Cuando los rodamientos se gastan, la señal vibratoria viaja más rápidamente desde los defectos en la pieza externa al acelerómetro. Uno de los principales contribuyentes para las fallas en los rodamientos es la vibración excesiva y las altas cargas dinámicas que puede trasmitir al rodamiento. A continuación presentamos la fórmula usada para calcular la vida teórica del rodamiento, que mostrará por qué es tan crítico para el mismo, el minimizar las cargas dinámicas que les impone la vibración, según norma ISO 281-1993: P

C  L10 =   x10 6 P Lh10

10 6  C  =   60 xRPM  P 

[Revoluciones] P

[Horas]

Donde:

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L10 C P p

= Vida nominal, en 106 revoluciones que el 90% de un grupo de rodamientos debería alcanzar o superar antes de la falla por fatiga = Capacidad de carga dinámica básica para el rodamiento (kN) = Carga dinámica radial equivalente tomado por un rodamiento incluyendo las cargas axiales y radiales combinadas (kN) = Exponente de vida (3 para rodamientos de bolas, 3,33 para rodamientos a rodillos)

Esta fórmula muestra que cuanto más grande es la velocidad, más baja es la vida supuesta. La vida teórica del rodamiento de bolas varía con la 3ª potencia de la carga a la cual está sujeto (y a la 3,33ava potencia en el caso de los rodamientos de rodillo). Por ello, si el diseñador sólo considerara las cargas estáticas en el rodamiento, así como las de otros componentes como la tensión de la correa, podría sorprenderse al descubrir la magnitud de las fuerzas dinámicas que pueden ser introducidas por la vibración. El punto clave es que los rodamientos realmente fallan rara vez debido a problemas en la fabricación. En la mayoría de los casos, influencias externas actúan sobre él para causarle una falla prematura. Si se pudieran corregir las influencias externas, como el desbalanceo, desalineación, problemas de la correa del motor, “pata coja”, lubricación inadecuada e instalación impropia, los rodamientos deberían tener una vida satisfactoria. Es de gran importancia la habilidad de diagnosticar la condición del rodamiento y saber cuándo necesitan ser reemplazados, exactamente desde el comienzo en que se adquieren los espectros de líneas de base iniciales. Para el análisis y diagnóstico de los rodamientos se puede utilizar los parámetros de aceleración, velocidad o desplazamiento, siendo la aceleración la mas recomendada por su sensibilidad ya que las señales de vibración están en frecuencias altas, es decir de 1 kHz a 15 kHz. Los acelerómetros son los más indicados por tener un ancho de banda en la respuesta en frecuencia amplia. Por supuesto, cuando se emplee análisis de vibraciones, cualquiera de los tres parámetros puede usarse: aceleración (g), velocidad (mm/seg) o desplazamiento. Los siguientes tipos de sensores pueden utilizarse para llevar a cabo un diagnóstico preciso de los defectos en rodamientos: Acelerómetros para frecuencias intermedias en el rango 2 – 10000 Hz. Acelerómetros, para bajas frecuencias en el rango 0 – 5000 Hz. Velocidad. Desplazamiento, de no contacto y contacto. Micrófonos. La selección más apropiada del sensor a utilizar depende por supuesto de la configuración del equipo a medir, velocidad y accesibilidad. En máquinas que poseen ejes de alta y baja velocidad se requerirá más de un tipo de sensor.

3.1 FRECUENCIAS DE FALLA

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Cuando se trata de diagnóstico, el énfasis se pone en la frecuencia debido a que ésta identifica el problema y su ubicación, en cambio la amplitud y el contenido armónico se relacionan con la seriedad del problema. La tecnología moderna permite hacer diagnósticos precisos de los siguientes problemas en rodamientos. • Rodamientos que se encuentran girando sobre el eje o flojos en la cajera. • Ubicación de defectos, pista interna, pista externa, bolas, rodillos y/o carcaza. • La naturaleza del defecto como por ejemplo pista interna fisurada, descascarado superficial, altos niveles de fatiga, corrosión, lubricación inadecuada, estriado, etc. • Seriedad del defecto, prioridad 1, 2 o 3 • Medida del defecto • Cargas de empuje y ángulo de empuje También pueden identificarse la combinación de los factores mencionados. Los registradores y analizadores digitales de hoy en día poseen una sensibilidad que permite la correcta identificación de los defectos apareciendo como marcas de agua o ranuras capilares. Es posible detectar defectos de fabricación tales como errores de colada en el acero, gruñidos defectuosos o partículas metálicas sueltas dentro del rodamiento. Todos los defectos deben identificarse temprano, porque las frecuencias de los rodamientos pueden luego dejar de existir. Las fórmulas para calcular las frecuencias de los rodamientos cuando la pista externa está fija y la interna es rotante son:

 B Cos (φ )  1 − d  Pd   N  B Cos (φ )   BPFI = fr b 1 + d Pd 2   BPFO = fr

Nb 2

2  B Cos (φ ) 2 1 − d 2  Pd  B Cos (φ )  1  FTF = fr 1 − d 2 Pd 

BSF = fr

Pd 2 Bd

   

Donde: BPFO = Frecuencia de paso de bola en la pista externa BPFI = Frecuencia de paso de bola en la pista interna BSF = Frecuencia de giro de la bola o rodillos FTF = Frecuencia fundamental del tren Fr = Velocidad Bd = Diámetro de la bola Nb = Número de bolas o rodillos Pd = Diámetro primitivo Cos(φ) = Coseno del ángulo de contacto Cuando la pista externa está en rotación y la interna fija, las fórmulas de frecuencias BPFO y BPFI se invierten.

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Se deben tener en cuenta varios puntos acerca de las ecuaciones anteriores. • Las fórmulas de arriba fueron derivadas utilizando reglas cinemáticas simples. • La frecuencia de rotación de la bola puede calcularse. Sin embargo, puede no ser la generada, porque una bola o rodillo se encuentra contenido en dos planos, por la pista interna y externa. Los elementos rotantes son contenidos por esos planos mediante la jaula. Bajo estas circunstancias, cualquier defecto golpearía la pista externa e interna de la jaula alternativamente. Esta acción generará una frecuencia en dos por la velocidad de rotación de la bola. Mucho se ha escrito acerca del deslizamiento de las bolas o rodillos como la causa de diferencia entre las frecuencias medidas y calculadas. La experiencia demuestra que si las bolas o rodillos patinan o deslizan, se producen ruidos y chirridos, el rodamiento se calienta y se daña en un período muy breve. 3.1.1 Cálculo Aproximado de las Frecuencias Cuando no se conoce la geometría exacta de un rodamiento por que éste está montado o no es de marca conocida, se puede determinar sus frecuencias cíclicas en forma aproximada. Esto se logró a través de la experiencia en miles de rodamientos que se tienen tabulados, conociendo el número de elementos rotantes z. Las ecuaciones son las siguientes: BPFO BPFI BSF FTF

fe = 0.496.z – 1.074 fi = 0.506.z + 1.074 fb = 0.220.z – 1.074/z fm = 0.496 – 1.074/z

3.2 EVOLUCIÓN DE LA FALLA Partimos de que el rodamiento ha sido adecuadamente seleccionado, montado y lubricado y que no ha estado sometido a sobrecargas permanentes o que excedan su capacidad estática o dinámica. Normalmente la falla iniciará en el aro fijo. Si el aro interior gira, el rodamiento iniciará su falla física en el aro exterior, debido principalmente a que tiene una zona de carga fija sobre la cual se concentran los mayores esfuerzos. Ya que mecánicamente son los elementos más débiles del rodamiento, cualquier factor que implique carga mecánica o fricción, resultará en su daño físico, cuya duración normalmente es muy corta. • Si hay problemas de lubricación, estas son las primeras en sufrir las consecuencias • Las fallas en Jaula son difíciles de identificar mediante monitoreo de condición, principalmente porque su energía vibratoria es baja y además se disipa fácilmente en el entorno vibratorio de la máquina • Las Jaulas o Canastillas, normalmente deben ser las últimas en sufrir deterioro

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3.2.1 Etapa 1

Figura 3-2. Evolución de la falla: Etapa 1 La teoría más aceptada acerca de la evolución de la falla de un rodamiento, indica la existencia de cuatro etapas desde el punto de vista de las vibraciones generadas. En la primera etapa, las micro grietas de la superficie generan vibración ultrasónica (muy alta frecuencia) y muy baja amplitud. Físicamente el daño es casi imperceptible. El rango de frecuencias generadas está normalmente por encima del alcance de los equipos de análisis convencionales. 3.2.2 Etapa 2 En esta etapa, las micro grietas de la superficie aumentan en tamaño y disminuyen en cantidad, generando vibración a menor frecuencia. El paso de los elementos rodantes por los defectos en los aros generan impacto y por tanto excitación de frecuencias naturales (fn). 3.2.3 Etapa 3 Aparecen las frecuencias de falla características, las cuales se ubican por debajo de los 30.000 CPM. La propagación de la falla genera múltiplos de las frecuencias de falla de los aros, así como bandas laterales

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Figura 3-3. Evolución de la falla: Etapa 2

Figura 3-4. Evolución de la falla: Etapa 3 3.2.4 Etapa 4 Las características geométricas del rodamiento se pierden, por tanto las frecuencias de falla ya no prevalecen. El aumento de los niveles de impacto genera un levantamiento del piso espectral. La rotura es inminente.

Figura 3-5. Evolución de la falla: Etapa 4 3.3 MEDICIONES EN RODAMIENTOS 3.3.1 Mediciones de Velocidad

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Figura 3-6. Medición de velocidad en rodamientos Las mediciones en velocidad (in/sec ó mm/sec) en algunas ocasiones no brindan seguridad acerca de la presencia de una falla en un rodamiento. Si bien se aprecia algún patrón de coincidencia entre picos reales y picos calculados, este espectro no aporta alguna indicación que amerite una intervención urgente en la máquina.

3.3.2 Mediciones de la Señal Envolvente

Figura 3-7. Mediciones de aceleración envolvente

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Mediante este tipo de procesamiento de señal, se resaltan patrones de falla en etapas tempranas o en entornos vibratorios severos. Es por esa razón que hablamos de que de esta forma se aumenta el rango dinámico de la medición. Dicho en una forma más simple, enveloping aplica una “emboscada” en un sitio del rango de frecuencia (depende del filtro seleccionado), con la certeza de que la propagación de las señales de falla, generara patrones de repetición, justo en el sitio seleccionado.

BPFO HARMONICS

FTF SIDEBANDS

Figura 3-8. Aceleración Envolvente Además el enveloping permite ver con claridad las frecuencias de falla características, sus armónicos y bandas laterales. En la figura 3-8, el factor que implica una criticidad mayor de la falla es la presencia de FTF, sus armónicos y en especial su presencia como bandas laterales. De nuevo la canastilla o jaula, no debe vibrar, porque no debe estar sometida a ningún esfuerzo mecánico. 3.3.3 La Onda de Aceleración Envolvente

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Figura 3-9. Onda de aceleración envolvente La forma de onda permite visualizar la presencia de impactos repetitivos, los cuales son característicos de fallas en rodamientos (también en ruedas dentadas). 3.4 EJEMPLOS DE APLICACIÓN EN EL DIAGNOSTICO DE RODAMIENTOS 3.4.1 Análisis de Espectros de un Rodamiento de una Caja Reductora Un rodamiento con falla se muestra en la figura 3-10, corresponde a una caja reductora de un laminador de acero en el eje de entrada. El rodamiento es TIMKEN HM266449/HM266410CD, la velocidad de giro es de 775 RPM. Este rodamiento es uno de doble hilera de rodillos cónicos tiene 32 rodillos. Las frecuencias de falla de este rodamiento son: BPFO BPFI BSF FTF

= 14,7017 x fr = 17,2983 x fr = 5,9975 x fr = 0,4594 x fr

Las frecuencias esperables de falla en el rodamiento a 775 RPM se logran multiplicando los coeficientes de las frecuencias de falla por fr = 12,917 Hz. BPFO BPFI BSF FTF

= 189,897 Hz = 223,436 Hz = 77,468 Hz = 5,934 Hz

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La señal temporal de la figura 3-2 no muestra golpes o indicios de defecto, tiene un factor de cresta normal de 3,41 por lo que es poco lo que se puede determinar con dicha señal. La figura 3-11 es el espectro de esta señal. Se observa frecuencias con separación periódica principalmente en la zona de 2000 a 4000 Hz, estas frecuencias permiten diagnosticar una falla en la pista. La frecuencia de falla de 189.9 Hz está en el espectro en baja frecuencia, pero sí aparece en la zona de resonancia del rodamiento como modulación de esta, es por ello que el espectro de aceleración hay que observarlo en la zona de las mayores amplitudes. Para detectar la frecuencia de falla en un espectro se debe realizar una demodulación o envolvente de la señal.

Figura 3-10. Señal temporal de un rodamiento de una caja reductora

Figura 3-11. Espectro de la señal temporal anterior con 20 promedios con falla en la pista externa

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Para analizar las frecuencias de mayor amplitud en el espectro de la figura 3-11 se realizó un zoom del gráfico entre las frecuencias de 2000 a 4000 Hz (figura 3-12). En éste se aplicó una serie de cursores de bandas laterales centrados en la mayor de las componentes de 2837,5 Hz, luego se hicieron coincidir los cursores con los picos del espectro ampliado. En la figura 312 se encuentra la frecuencia de repetición de picos en 189,5 Hz que corresponde a la falla BPFO.

Figura 3-12. Zoom del espectro anterior entre las frecuencias de 2000 y 4000 Hz. La forma más nítida de detectar la falla es el espectro de la envolvente (Figura 3-13) donde aparece una frecuencia de falla en 189,56 Hz y sus armónicas correspondiente a la falla en pista externa. Luego del reemplazo del rodamiento se detecto una falla en uno de los caminos de rodadura de la pista externa, debido a una desalineación del rodamiento en su alojamiento dentro de la caja reductora.

Figura 3-13. Espectro de la envolvente con falla en la pista externa 3.4.2 Análisis de Espectros de un Rodamiento de un Motor DC

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En un motor eléctrico DC de 2500 HP se presentó una falla en la pista externa de uno de sus rodamientos. Este fue medido con un acelerómetro estándar de 100 mV/g. El rodamiento con falla es un NU1060E.M1.C3 para una velocidad de giro de 590 RPM. Las frecuencias para este rodamiento son BPFO = 105.578 Hz, BPFI = 130.42 Hz, BSF= 46.19 Hz. En la figura 3-14 se muestra la señal temporal de este rodamiento donde se observan los golpes de la falla en la pista externa. En este caso como la velocidad de la máquina es baja se pueden apreciar los impactos de los rodillos sobre la pista, si se mide el tiempo entre golpes se puede inferir la frecuencia de la falla. Con un cursor en el gráfico temporal se determina la separación de los golpes en 9,47 ms, y haciendo la inversa de este periodo nos da una frecuencia de 105,6 Hz coincidente con la BPFO de falla en pista externa.

Figura 3-14. Señal temporal de un rodamiento de un motor eléctrico con falla en la pista externa El espectro de la figura 3-15 corresponde a la señal temporal de la figura 3-14, este espectro se realizó con 20 promedios para mejorar la resolución del gráfico y reducir las componentes aleatorias. En el espectro se observan componentes periódicas con una separación de la frecuencia de falla BPFO de 105.6 Hz.

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Figura 3-15. Espectro de la señal temporal anterior con 20 promedios, con falla en la pista externa La capacidad del Cepstrum reside en detectar esta familia de bandas laterales como así mismo revelar su importancia relativa (figura 3-16). Cuando más grande es el número de una familia de bandas laterales tanto más definido será el pico correspondiente en el Cepstrum. En el grafico de la figura 3-16 se observa una componente en t = 9,491 ms. Realizando la inversa de este valor nos da una frecuencia de repetición de los golpes en 105,4 Hz correspondiente a la falla de pista externa.

Figura 3-16. Cepstrum del espectro del rodamiento En la figura 3-17 se muestra el espectro de la envolvente. Se detecta una frecuencia de 105,62 Hz de falla en la pista externa y sus armónicas. La presencia de las armónicas con amplitud

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comparable con la frecuencia fundamental es indicio de una falla severa pero puntual en una zona localizada de la pista. Cuando la falla se generaliza aparecen otras componentes en el espectro de la envolvente y el ruido y nivel de fondo aumentan.

Figura 3-17. Espectro de envolvente del rodamiento del motor eléctrico

3.4.3 Análisis de Falla de un Rodamiento en una Bomba Centrífuga con Spike Energy Este caso ejemplo se concentra en el estudio de una bomba centrífuga utilizada en una planta de procesos químicos. La bomba centrífuga consiste de un motor vertical acoplado a una bomba vertical. La velocidad de giro de la bomba era de 3575 RPM. La vibración fue medida en el cuerpo de la bomba cerca del rodamiento utilizando un acelerómetro con una base magnética. El valor global de Spike Energy medido fue alto (5,11 gSE) indicando grandes impactos. El defecto en el rodamiento de la bomba fue claramente identificable en el espectro de velocidad y el espectro de Spike Energy como lo muestran las Figuras 3-18 y 3-19. En el espectro de velocidad, los armónicos de alto orden de la frecuencia de paso de bolas – pista externa (BPFO) eran los picos de defecto principales sobre dicho espectro. La frecuencia fundamental de jaula (FTF) era la banda lateral alrededor de alguna de las componentes BPFO. En el espectro de Spike Energy, se veían muy evidentes los armónicos de la FTF y la BPFO como frecuencias de falla. En este caso particular, el rodamiento defectuoso de la bomba fue determinado por la medición periódica de las vibraciones.

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Figura 3-18. Espectro de velocidad de la bomba

Figura 3-19. Espectro Spike Energy de la bomba

3.4.4 Estudio de un Rodamiento en una Maquina de Papel El próximo caso estudiado describe el análisis de envolvente de un rodamiento de bolas de un secador de una máquina de papel. La frecuencia de rotación del engranaje era de 5,3 Hz y las frecuencias características de los rodamientos eran: BPFO 59,4 Hz, BPFI 73 Hz, BSF 51 Hz, y FTF 2,4 Hz. ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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EL espectro en frecuencia de la señal de aceleración medida en el rodamiento se muestra en la figura 3-20. Esta es la región en la que esperaríamos encontrar las frecuencias características de defectos en el rodamiento analizado. Es muy difícil detectar cualquiera de las frecuencias del rodamiento en las mediciones de banda base porque otras fuentes de vibración han producido componentes de frecuencias más dominantes. En consecuencia, se utilizó un análisis de envolvente para producir un zoom en la señal temporal y esto pude verse en la figura 3-21. Esto muestra claramente la BPFI a 73 Hz y el segundo armónico a 146 Hz; las bandas laterales son originadas por modulación debida a la velocidad de rotación que es de 5,3 Hz. Esta modulación ocurre a medida que la falla pasa por la zona de carga del rodamiento. La envolvente de la señal temporal con zoom se muestra en la figura 3-22. Esto revela una serie de picos repetitivos con un período igual a 1/BPFI. Cada vez que una bola pasa por una fisura, se produce un impulso, lo que resulta en un pico. Mirando detenidamente la figura 3-22, puede observarse tres picos mas estrechamente espaciados. El patrón de tres picos se repite a medida que las bolas pasan por tres fisuras.

Figura 3-20. Espectro de vibración en banda ancha hasta 200

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Figura 3-21. Análisis en frecuencia de la envolvente del cojinete defectuoso

Figura 3-22. Señal envolvente de la señal temporal 3.4.5 Falla en Rodamiento con Pista Interna Partida Este caso muestra la falla de un rodamiento de un rodillo inferior de una prensa lado mando con velocidad de giro de 25 a 110 RPM. El rodamiento es 23140 CK con frecuencias características de BPFO = 8.7230, BPFI = 11.2760, BSF = 3.7790 y FTF = 0.4360. Para este caso el diagnóstico de pista interna partida, se basó en el espectro envolvente, señal temporal y espectro e historia de la máquina fundamentalmente. El rodamiento en cuestión trabajo únicamente 6 meses, la falla se observó a los tres meses de instalado y se recomendó

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el cambio. Previamente en la primera medición de este rodamiento se sugirió el control del montaje del manguito.

Figura 3-23. Esquema de la máquina. Las mediciones se refieren al rodillo inferior lado acople Este tipo de falla generalmente se da tan prematuramente cuando existe un montaje inadecuado, para el caso en estudio se observa que el manguito tiene un apoyo inadecuado y que el eje no se encuentra en buenas condiciones. En la figura 3-24 y 3-25 se muestra el espectro de aceleración y envolvente cuando se dio aviso de la falla y se recomendó hacer el cambio en una parada programada

Figura 3-24. Espectro medido en aceleración cuando se detectó la falla

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Figura 3-25. Espectro envolvente medido en aceleración cuando se detectó la falla Cuando la falla avanzó y se hizo pronunciada, la aceleración aumentó de valor y apareció más marcada la envolvente figura 3-27. En una reparación programada se reemplazó el rodamiento que tenía la pista interna fracturada por un mal asiento del manguito.

Figura 3-26. Señal temporal medida en aceleración con la falla más pronunciada

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Figura 3-27. Espectro envolvente medido en aceleración con falla más pronunciada 3.4.6 Falla en Rodamiento – Pasaje de una Corriente Eléctrica El siguiente caso es un motor de corriente continua de mando de una máquina de papel de 300 HP con velocidad máxima de 1800 RPM pero con velocidad de trabajo normal de 600 a 1460 RPM. Los rodamientos del motor son SKF 6216 C3, las frecuencias de falla unitarias son BPFO = 5.0621, BPFI = 6.9379, BSF = 3.1206 y FTF 0.4218.

Figura 3-28. Esquema de la máquina. Las mediciones se refieren al punto 01 – motor lado libre

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Figura 3-29. Tendencia de valores globales de vibración medidos en aceleración RMS sobre el rodamiento del motor, lado libre En este caso particular se detecta una falla en la pista externa del rodamiento de un motor de corriente continua lado libre. Ésta es provocada por el pasaje de una corriente eléctrica a través del rodamiento, el comportamiento de la tendencia de valores globales de aceleración es relativamente suave (el control se realiza cada 2 meses) y permite programar la reparación del equipo con tiempo. Para encontrar la falla es importante contar con espectros envolventes de alta resolución y análisis del espectro en frecuencia. Uno de los inconvenientes que presenta este caso es que la componente de BPFO es muy cercana a la frecuencia de 5xRPM lo cual puede conducir a errores de diagnóstico.

Figura 2-30. Espectro medido en aceleración dirección horizontal sobre el rodamiento, cuando éste no presenta ninguna falla

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Figura 2-31. Inicio de la falla (Fondo de escala 0.3g)

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Figura 2-32. Mediciones realizadas antes del cambio (Fondo de escala 2.2g)

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4. TÉCNICAS DE DEMODULACIÓN La técnica de demodulación de la envolvente en alta frecuencia de una señal (HFE) es una herramienta que nos permite detectar un cierto número de problemas potencialmente severos que de otra manera pasan inadvertidos al analista si éste solo utiliza los métodos tradicionales basados en la forma de onda y el espectro. Entre las diferentes técnicas que se utilizan están: • • • •

Espectro de la señal envolvente en aceleración SPM (Shock Pulse Method) Spike Energy Spectrum SEE ( Spectral Emitted Energy )

Estas técnicas pueden aplicarse a una variedad de problemas, algunos de los cuales incluyen: a) Desgaste de rodamientos. b) Carga indebida de los rodamientos (originado por problemas tales como excesiva presión de montaje, diámetro inadecuado del alojamiento del rodamiento, pre-carga inapropiada y/o excesiva carga de empuje axial). c) Hermanado inadecuado de engranajes dentro de una caja de engranajes simple o de múltiples etapas. d) Engranajes con dientes dañados, dientes rotos o quebrados, excesiva excentricidad, (originando cargas desiguales sobre los engranajes hermanados), ejes de engranajes curvos que originan problemas similares a exceso de excentricidad, etc. e) Inadecuada lubricación de rodamientos, engranajes u otros componentes de la máquina. f) Barras de rotores flojas o dañadas y/o exceso de excentricidad entre el rotor y el estator de motores de inducción. g) Contacto entre los lóbulos de un rotor dentro de un compresor tipo Roots (aún en estado incipiente). h) Estrías de origen eléctrico sobre las pistas del rodamiento debido al pasaje involuntario de corriente a través del mismo. i) Problemas de desgaste en grandes rodamientos de muy bajas vueltas (típicamente por debajo de 0-20 RPM) donde ni los espectros de vibración, ni el análisis de las formas de onda temporales pueden revelar el problema. Aunque tanto un espectro clásico de vibraciones como uno de HFE se muestran gráficamente como amplitud vs. frecuencia, en realidad están mostrando cosas diferentes. El primero está relacionado a la frecuencia de rotación (ejemplo desbalanceo, desalineación, frecuencia de paso de alabes, etc.), mientras que el segundo tiende a enfatizar eventos debidos a impactos, particularmente en las altas frecuencias. El procesamiento de las técnicas de HFE se realiza en el dominio temporal (filtrado pasa-altos, detección pico a pico y demodulación, filtrado pasa-bajos para remover la frecuencia portadora y el espectro de la señal resultante). La figura 4-1 ayuda a comprender este proceso con más detalle.

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Figura 4-1. Demodulación de una señal Las Figuras 4-2, 4-3 y 4-4 ilustran el espectro resultante luego de cada uno de los principales pasos del procesamiento de demodulación de la señal. Lo que es importante dejar indicado es que en el espectro de la señal demodulada las componentes en 1X y 2X indican algún tipo de impacto que tiene lugar a frecuencias altas y que son moduladoras de la frecuencia portadora en 1X y 2X. Por ejemplo, podrían indicar problemas en engranajes donde la frecuencia de engrane estaría en la zona de altas frecuencias.

Figura 4-2. Procesamiento de demodulación de la señal

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Figura 4-3. Procesamiento de demodulación de la señal

Figura 4-4. Procesamiento de demodulación de la señal Otro ejemplo de modulación se observa en la figura 4-5, donde una pequeña fisura comienza a construir su camino hasta la superficie de la pista de un cojinete de rodamientos. Asumiendo que la pista externa esta fija, los elementos restantes impactan en la fisura cada vez que pasan sobre ella (BPF) generando un transiente corto (fuerza de excitación) y por lo tanto la correspondiente respuesta vibratoria que dura de 30 a 100 mseg. por cada impacto.

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Figura 4-5. Impulsos debidos a impactos de los elementos rotantes que pasan por y golpean una fisura en la pista externa Estos son de amplitud muy pequeña y aproximadamente constantes, pero suficiente como para excitar las resonancias del sistema, las que multiplican esta señal. Las resonancias actúan como la señal portadora y están moduladas por las frecuencias BPFO, BPFI, etc, que originan bandas laterales respecto a la portadora. Para detectarlas, es necesario proceder a la demodulación de la señal y determinar su espectro, en el cual normalmente estarán presentes algunas de las frecuencias indicadas y sus armónicas. La figura 4-6 muestra la forma clásica de los espectros de modulación de una portadora de frecuencia fc para los casos de amplitud y frecuencia modulada. La modulación en amplitud es un proceso común que se puede presentar en: • Cojinetes de rodillos desde el mismo comienzo de una falla y hasta etapas avanzadas de la misma (y lo mismo ocurre cuando el cojinete esta lubricado de manera no apropiada, o incorrectamente precargado, sujeta a cargas radiales excesivas, etc). • Engranajes excéntricos instalados en ejes doblados o desalineados que darán origen a una fuerza moduladora cíclica a la frecuencia de engrane, en cada vuelta. • Motores de inducción ya sea que el estator o el rotor no están centrados en el eje, lo que dará origen a una variación en la corriente que fluye del estator generando por consiguiente una modulación en amplitud.

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Figura 4-6. Forma clásica de los espectros de modulación de una portadora de frecuencia fc 4.1 DÓNDE TOMAR LAS MEDICIONES PARA LOS ESPECTROS HFE La selección de donde deben tomarse las mediciones para los espectros HFE es muy crítica para que el método sea efectivo. En el caso de HFE, puede haber una tremenda diferencia si las mediciones no fueron tomadas en el mismo punto de una medición a la otra, y si se toma solo una medición, si el acelerómetro no se encuentra adecuadamente emplazado y fijado, los datos pueden no tener sentido. Una de las razones más importantes para esto es que la portadora de alta frecuencia (que habitualmente puede exceder los 5000 o inclusive 20000 Hz) pierde mucha señal a medida que es transmitida a través de la carcaza de la máquina y a medida que intenta pasar entre partes metálicas. Típicamente puede esperarse que entre un 60 a 80 % de la energía de la portadora de alta frecuencia sea reflejada hacia la fuente en cada interfase metal-metal. Si se toman mediciones de HFE sobre una máquina compleja que tiene componentes tales como rodamientos y engranajes, es importante que el analista tome dibujos de corte de las secciones de la máquina que muestre claramente los cuerpos que van desde la carcaza de la máquina directamente a (o en las cercanías) los cojinetes que contienen cada engranaje dentro de la caja. Si el analista no tiene este dibujo, puede encontrarse fácilmente estimando esas ubicaciones que pueden ser poco satisfactorias. En este caso, las mediciones de HFE registradas pueden tener poco o nada que ver con el comportamiento real de la máquina. Particularmente, en el caso de HFE, la ubicación correcta y determinación de estas posiciones es crítico para el éxito del método. En algunos casos donde no se cuenta con buenos puntos de montaje o donde se tiene un exceso de grasa o contaminantes sobre la carcaza de la máquina, puede ser necesario ubicar una superficie de montaje sobre la carcaza de la misma después de quitar la pintura, limpiar la superficie hasta el metal y asegurarse de su planicidad dentro de 0,05 a 0,08 mm de precisión. Luego, la superficie de montaje debe ser colocada sobre la carcaza utilizando una pequeña capa de adhesivo que pueda transmitir altas frecuencias a través de ella sin o con muy pequeño amortiguamiento.

4.2 TIPO DE SENSORES UTILIZADOS PARA LAS MEDICIONES DE HFE

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En casi todos los casos, el transductor debe ser un acelerómetro para mediciones de HFE porque las frecuencias portadoras en si mismas son generalmente muy altas del orden de 5000 a 15000 Hz o mayores. Normalmente, los sensores de velocidad no son adecuados por encima de los 1000 a 2000 Hz. En la mayoría de los casos, se debe utilizar un acelerómetro ya que no únicamente estos transductores pueden detectar las altas frecuencias portadoras, sino que los acelerómetros convencionales pueden manejar frecuencias del orden de los 5 Hz (como frecuencias de corte inferiores). La experiencia ha demostrado que el montaje firme (studmounting) es la mejor opción en cuento a repetitividad, confiabilidad del espectro HFE y conjunto de datos. Sin embargo, ya que esto no siempre es conveniente en las plantas, un buen imán de tierras raras es una buena opción, ya que si se montan en la misma ubicación, se tiene cuidado de remover la pintura de la superficie y se ajusta perfectamente al acelerómetro se lograrán resultados reiterativos. Se enfatiza nuevamente en la importancia de que el analista se asegure que la superficie de montaje esté limpia de grasas y cualquier otro contaminante para evitar que se afecte dramáticamente la medición HFE y que por tanto se vean fallas en casos donde no las hay. En algunos casos para proporcionar buenas superficies de montaje será necesario preparar la superficie quitando la pintura, limpiándola y adosando una base de acero inoxidable magnética utilizando una pequeña capa de adhesivo aprobada para la medición de altas frecuencias. 4.3 PREGUNTAS FRECUENTES 1. Que Significa la Presencia de 1 x RPM en un Espectro de HFE? Cuando aparece la componente 1xRPM en el espectro HFE, significa que esta velocidad de operación está modulando una vibración de alta frecuencia (frecuencia portadora) en la máquina originando bandas laterales en 1xRPM alrededor de la portadora. Esto es muy común en el caso de, por ejemplo, un engranaje excéntrico que genera una frecuencia de vibración mayor (y fuerza de separación) a una relación de 1xRPM de dicho engranaje. Por otro lado, si dos engranajes concéntricos estuvieran hermanados mutuamente, no existirá ninguna fuerza de impacto significativa generada, como el engrane de los dientes en cada engranaje dentro y fuera del engrane. Por eso, en este segundo caso, ya que no habrá fuerzas de impacto presentes, no se generarán picos en 1xRPM en el espectro HFE para este tipo de engranajes. En conclusión cuando aparece la 1xRPM en un espectro HFE, indica impactos o fuerzas impulsivas generadas dentro de la máquina. En el caso de espectros vibratorios, generalmente indica una variedad de fallas como desbalanceo, desalineación, ejes curvos, excentricidad, etc. 2. Si Aparecen Muchos Armónicos o Frecuencias de Rodamientos, Frecuencias de Engranes, etc, en un Espectro HFE, Existe Necesariamente un Problema Serio? Debemos recordar que los espectros HFE contienen idealmente solo las frecuencias generadas por eventos impulsivos que podrían indicar fallas serias. Sin embargo, inclusive un rodamiento, cojinete o engranaje con pequeño desgaste puede generar muchas frecuencias de falla. Por eso, siempre debe referirse a los resultados de análisis de vibración espectral antes de intentar imponer la severidad del problema (y especialmente antes de tomar acciones correctivas). Probablemente la única excepción a esto puede ser en el caso de grandes máquinas de baja velocidad donde el espectro HFE puede ser la única herramienta con la cual estas fallas pueden ser detectadas.

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4.4 MÉTODO DEL IMPULSO DE CHOQUE (SPM) La tecnología de medir la condición de rodamientos por "impulso de choque" (shock pulse method, o SPM), es una manera de supervisar la condición de rodamientos escuchando el ruido que estos emiten. Para esto se ha inventado un sensor 2-en-1 (vibración y SPM) que tiene dos elementos piezo-eléctricos en su interior. El método de SPM básicamente "escucha" los ruidos de altas frecuencias del rodamiento. El sensor para SPM tiene una resonancia de 36kHZ (alta f) y mide en dB (decibeles).

(a)

(b)

Figura 4-7. (a) Impulso de choque, (b) Onda de deformación Hay dos valores que miden: •

•

Carpet value (valor alfombra o valor valle), dBc = el sonido de los elementos rodantes del rodamiento. Si el valor es alto, el ruido es alto y por consecuencia la lubricación esta mala. Acción: verificar y lubricar. Max value (valor máximo) dBm = el sonido que emite un elemento rodante al pasar por una avería.

Por ejemplo se detectan mínimas averías en pistas internas, externas, en los elementos rodantes y/o en la canastilla. Al descubrir un valor dBm alto, se mide un espectro envolvente y se analiza con los marcadores de frecuencias. Si el marcador se traslapa con los picos del espectro, entonces existe una avería. De esta manera se identifica si es una avería de pista interna, externa, etc.

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Figura 4-8. Tendencias de valores dBm y dBc Los impulsos de choque ocurren cuando los elementos rodantes pasan sobre imperfecciones en las superficies de rodadura. Debido a que a nivel micro, las superficies no son perfectas, el paso de los elementos emite una señal débil de choque, en una sucesión muy rápida. El valor Carpet (alfombra) sube cuando la película lubricante disminuye. Un defecto mayor (fisura, cráter), produce un impulso de choque 1000 veces mayor al valor Carpet. Estos impactos mayores son indicadores de un defecto mayor en el rodamiento.

Figura 4-9. Comparación de señales en escala logarítmica (dB): 60 dB representa un cambio de 1000x Los impulsos de choque se propagan en un rango de frecuencia mucho mayor al de las vibraciones normales y su energía correspondiente es mucho mas baja. Por tanto el sensor utilizado para esta medición, tiene una frecuencia de resonancia que se ubica en dicho rango (36KHz), haciendo el proceso de medición mucho mas sensible a este tipo de eventos e insensible a los eventos rotacionales y estructurales de la parte izquierda de un espectro normal de vibración.

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Figura 4-10. Respuesta en frecuencia de un sensor para mediciones SPM La evaluación de severidad se realiza teniendo en cuenta parámetros definidos, tales como geometría del rodamiento y RPM. A través de los años, se han realizado métodos de normalización de las señales, comparando rodamientos en diferentes estados, para calcular el efecto de los parámetros definidos versus la magnitud del impulso de choque. Se ha llegado a que el nivel de la señal normalizada pueda catalogarse como buena, satisfactoria, y mala.

Figura 4-11. Comparación de la señal normalizada Se utilizan dos parámetros normalizados para evaluar la condición del rodamiento: el valor carpet (alfombra o valle), esta relacionado con inicio de deterioro o una condición de operación inadecuada (lubricación insuficiente, desalineamiento del eje o montaje inadecuado). Por el contrario, los rodamientos ya averiados generan pulsos de choque individuales de gran intensidad. El valor máximo resultante es una indicación directa de la magnitud de la falla en el rodamiento. El análisis de la señal envolvente, permite valorar detalles de la fuente del problema y su magnitud. En el espectro respectivo, los patrones de repetición de la señal original son

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visualizados a su frecuencia característica, la cual puede compararse con la frecuencia de falla calculada para cada rodamiento.

Figura 4-12. Generación de la señal y el espectro envolvente A continuación se observa un ejemplo de detección de una falla en un rodamiento:

Figura 4-13. Tendencia de valores dBm y dBc

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Figura 4-14. Espectro envolvente con patrón de falla en rodamiento

Figura 4-15. Falla en pista externa del rodamiento, correspondiente al espectro anterior Ejemplo de correlación entre valores globales de SPM y el estado físico de los rodamientos:

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Figura 4-16. Estado del rodamiento y su lubricación

(a)

(b)

(d)

(c)

(e) Figura 4-17. Reglas para la adecuada localización de la medición

Como se observa arriba, debe procurarse a) un solo elemento intermedio en la transmisión de la señal, b) la señal debe ser lo mas directa posible respecto a la posición del rodamiento, c) el camino de conducción debe ser lo mas corto posible, d) medir siempre en la misma dirección de la carga, e) ubicar siempre la señal mas fuerte.

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4.5 PEAK VUE

Muchas fallas técnicas se manifiestan dentro de la industria a través de excitación modal (vibración) y de ondas de tensión. La excitación modal puede detectarse utilizando acelerómetros. La metodología empleada en análisis de vibraciones consiste de: •

• •

Capturar (digitalmente) una señal temporal desde un sensor por un período de tiempo especificado. La señal pasa en primera instancia por un filtro pasa-bajos de alto orden, antes de la digitalización. Recordemos que el propósito de este filtro es el de quitar las altas frecuencias que superen el límite determinado por el teorema de Nyquist (la mitad del sampling-rate) Transformar la forma temporal discreta modificada en el dominio de las frecuencias utilizando la metodología de la FFT Buscar los excesos de actividad comparado con otras máquinas similares o casos históricos anteriores de la misma máquina a frecuencias de falla conocidas.

Las ondas de tensión en el metal acompañan acciones como impactos, fisuras por fatiga, asperezas por desgaste abrasivo, etc. Las emisiones de ondas de tensión son cortas, pueden durar desde pocos microsegundos hasta algunos milisegundos, eventos transitorios que se propagan desde un origen como por ejemplo flexiones y ondas longitudinales a la velocidad del sonido en el metal. Las ondas S introducen un ruido (ripple) en la superficie que excitará un sensor de movimiento absoluto como por ejemplo un acelerómetro. La figura 4-18 ilustra cómo se generan las ondas de tensión por un impacto y cómo se propagan por la superficie del metal. Nótese que cuanto mayor sea el objeto de impacto la excitación presenta una forma de onda mayor y en consecuencia genera una frecuencia de tensión menor acorde a la ecuación mostrada en la misma figura.

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Figura 4-18. Excitación de una onda de tensión dentro de una placa plana debida al impacto de un objeto grande (Fig A) y a un objeto mas pequeño (Fig B) La detección y clasificación de estas ondas (de tensión) proporciona una importante herramienta de diagnóstico tanto para la detección de cierto tipo de problemas como para la determinación de su severidad. La figura 4-18 muestra que las frecuencias predominantes generadas por las ondas de tensión son preponderantemente controladas por la relación de la velocidad de propagación del sonido en el medio, sobre la longitud de onda. Estas son frecuencias principalmente concentradas en el rango de 1000 Hz a 15000 Hz (ampliamente dependiente de la masa y geometría del cuerpo que genera el impacto, el tipo de superficie que impacta, etc). Las ondas de tensión también incluyen frecuencias excitadas por las resonancias del sistema. Sin embargo es sorprendente que las respuestas resonantes sean solo, típicamente, entre un 5 % a 10 % del contenido total de la de tensión de la onda. Para un acelerómetro en una ubicación fija, la propagación de la onda será razonablemente un evento transiente muy corto, que puede durar desde fracciones hasta algunos milisegundos. La duración del evento será dependiente de: • El tipo de evento, es decir, las ondas de tensión producto de impactos serán de mayor duración que aquellas que acompañen el de tensión residual de fisuras por fatiga en propagación. • La posición relativa del sensor (acelerómetro) respecto al sitio de iniciación. • La severidad de la falla responsable de la emisión de las ondas de tensión. Las ondas de tensión pueden generarse en cualquier medio. En máquinas rotantes, esto ocurre ante impactos, propagación de fisuras, asperezas, desgaste abrasivo, etc. Los casos mas

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comunes donde puede encontrarse la generación y propagación de este tipo de ondas es en las fallas características de rodamientos y dientes de engranajes, mas precisamente en la propagación de rajaduras o grietas. Una vez generadas estas ondas, se propagan fuera del punto inicial a la velocidad del sonido en el medio particular (metal) donde se las está evaluando. Las ondas de flexión son las dominantes de las ondas de tensión generadas en máquinas de rotación. La velocidad a la cual se propagan estas ondas de flexión alejándose del punto de iniciación, es proporcional a la raíz cuadrada de la frecuencia. Por eso, habrá dispersión dentro del paquete de ondas de tensión cuando se las detecte a ubicaciones alejadas del punto inicial (la amplitud del evento decaerá y la duración del evento aumentará a medida que el punto de observación se aleje del punto inicial). Esto es especialmente apreciable cuando el paquete de ondas de tensión debe cruzar a través de distintos medios físicos tales como desde un eje (o pista interna de un rodamiento) hasta el punto de observación sobre la carcaza de la máquina. Debido a la dispersión del paquete de ondas de tensión, es necesario ubicar el sensor lo más próximo posible al sitio donde se supone se generan los eventos a analizar. Esto generalmente será cerca o sobre la superficie misma del rodamiento del lado de carga. Las ondas de tensión se propagarán en todas direcciones. 4.5.1 Captura y Análisis de Ondas de Tensión. La salida analógica de un acelerómetro ubicado en una máquina incluye vibraciones clásicas y ondas de tensión inducidas sobre el ancho de banda total de la respuesta del sensor. Las componentes de ondas de tensión inducidas de la señal del acelerómetro son generalmente separadas de la vibración normal mediante un filtro pasa alto de alto orden analógico. Luego se procesa la señal por la metodología de demodulación en amplitud estándar. Los parámetros importantes a capturar de la actividad de las ondas de tensión son: • Amplitud de cada evento. • Tiempo aproximado requerido para detectar la ocurrencia del evento. • Relación (periódica o no periódica) a la cual los eventos están ocurriendo, con énfasis en la relación evento versus frecuencias especiales de falla que son dependientes tanto de las componentes específicas y de la velocidad de rotación de las máquinas 4.6 SPIKE ENERGY El método de la Spike Energy fue desarrollado a fines de 1970’s para detectar las señales provenientes de rodamientos defectuosos. EL término “Spike Energy” fue utilizado para describir pulsos de energía vibratoria muy pequeños, generados por el impacto de elementos rotantes contra las pequeñas fisuras o asperezas que pudieran aparecer en las pistas de rodadura. La Spike Energy es una medida de la intensidad de energía generada por los repetitivos impactos mecánicos transitorios. Estos pulsos ocurren típicamente como resultado de grietas en los elementos constitutivos del rodamiento, dientes de engranajes u otros contactos metal-metal, como por ejemplo arrastre de un rotor, lubricación insuficiente en los rodamientos, etc. Las mediciones han demostrado que la Spike Energy es sensible a mediciones de señales de ultrasonido, como por ejemplo cavitación, vapor o flujos de aire en alta presión, turbulencia en fluidos, ruido en válvulas de control, etc. Las mediciones de Spike Energy utilizan acelerómetros para detectar la energía de vibración por sobre un rango de altas frecuencias pre-determinado. Los impactos mecánicos tienden a

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excitar las frecuencias naturales del acelerómetro así también como las frecuencias naturales de los diversos componentes de la máquina y de la estructura en el rango de estas altas frecuencias. Estas frecuencias de resonancia, funcionan como frecuencias portadoras y las frecuencias de falla del rodamiento se modulan sobre esta portadora. La intensidad del impacto es función de la amplitud del pulso y de la relación de repetición. La señal inducida por estos eventos puede ser mediada por los acelerómetros y procesadas por un único filtro y circuito de detección. La magnitud mediada se expresa en unidades “gSE” (unidades de aceleración de la Spike Energy). En las mediciones de Spike Energy, el rango de detección de las frecuencias de Spike Energy está más allá de las frecuencias naturales de montaje de la mayoría de los sensores industriales. En consecuencia, la Spike Energy es sensible a las frecuencias de resonancia del sensor así también como a los métodos de montaje. El diagrama en bloques de la figura 4-19. muestra los pasos de procesamiento de la señal de Spike Energy. La señal de vibración es medida con un acelerómetro y filtrada por filtros pasabanda. Hay seis frecuencias de filtro seleccionables para el pasa banda, 100, 200, 500, 1000Hz, 2000 y 5000 Hz. La frecuencia de corte pasa-bajos se encuentra en 65kHz, que es el límite máximo de detección de frecuencias relacionadas con la Spike Energy. El propósito de utilizar estas frecuencias de filtro es el de deshacerse de las señales de baja frecuencia contenidas en la señal que puedan provenir de desbalanceo, desalineación o partes flojas. La amplitud de las frecuencias de falla de rodamientos y engranajes podría ser mucho menor que aquellas de las componentes de baja frecuencias. Luego, la señal filtrada pasa a través de un detector de amplitudes pico a pico, pero aplicándole también una apropiada constante de tiempo de decaimiento cuidadosamente seleccionada. La constate de tiempo de decaimiento está directamente relacionada con la frecuencia máxima del espectro (Fmax). La salida de esta etapa es una señal del tipo diente de sierra. La señal así procesada se utiliza para calcular el valor global de la medición y el espectro en frecuencias de la señal de Spike Energy.

Figura 4-19. Diagrama en bloque del procesamiento de la señal gSE

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El detector pico a pico en el circuito gSE es único y muy sensible a las frecuencias de falla comparado con otros métodos de envolvente o métodos de demodulación. El circuito de detección de la Spike Energy mantiene la severidad del defecto reteniendo la amplitud pico a pico de los impulsos. También logra un realce en las frecuencias de falla fundamentales y su contenido armónico, aplicando una apropiada constante de tiempo de decaimiento. La detección pico a pico de la Spike Energy se ilustra en la figura 4-19. El tiempo de decaimiento de la Spike Energy es una función de la frecuencia máxima mediada (Fmax). La constante de tiempo de decaimiento determina la forma de la onda diente de sierra del detector pico a pico. Esto afectará tanto a la amplitud global del valor de energía de la Spike Energy como a las componentes armónicas en el espectro que le corresponde. Para obtener valores globales consistentes, se utiliza solo una constante de tiempo fija para las mediciones de valores globales gSE tanto en el instrumento como en el Software de aplicación. En mediciones espectrales de Spike Energy, se seleccionan constantes de tiempo pequeñas para mediciones de altas frecuencias ya que el impulso de falla ocurre más rápidamente y el período de impacto es más evidente utilizando un decaimiento mas corto.

Figura 4-20. Detección pico a pico de la Spike Energy 4.6.1 Acelerómetros y Montaje. Sabemos que la medición de Spike Energy es en alta frecuencia, y que su lectura puede ser afectada por las condiciones y características de los acelerómetros y del montaje. Los distintos acelerómetros poseen diferencias en su construcción y en sus frecuencias naturales. Las frecuencias naturales de montaje de los

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acelerómetros industriales tienen un amplio margen, generalmente entre 10kHz y 50kHz, dependiendo de los transductores y de sus condiciones de fabricación y montaje. Para mediciones de desplazamiento, velocidad y aceleración, los resultados son generalmente consistentes y repetitivos independientemente del sensor utilizado siempre y cuando el sensor se utilice dentro de su rango lineal de respuesta en frecuencia. Para mediciones de Spike Energy, los resultados dependen enormemente de las frecuencias naturales del montaje del sensor, porque la mayoría de las frecuencias naturales de los acelerómetros industriales se encuentran dentro del rango de detección de las frecuencias de la Spike Energy. Como resultado, las lecturas de Spike Energy pueden diferir de un acelerómetro a otro. En consecuencia, es necesario utilizar siempre el mismo acelerómetro cuando se capturan datos para la Spike Energy, de modo que se pueda asegurar consistencia en los resultados obtenidos. Las Mediciones de Spike Energy requieren un montaje de sensores mas riguroso comparado con el requerido para las mediciones de vibraciones mecánicas convencionales. Esto se debe al hecho de que diferentes sistemas de montaje pueden tener distintas frecuencias de resonancia. El mejor método de montaje para la captura de datos Spike Energy es el montaje rígido. En este caso existe una sola interface, es decir acelerómetro a máquina, lo que permite mayor transmisión de señales de alta frecuencia y se obtienen los resultados de manera mas consistente. No deben utilizarse bajo ningún punto de vista los sensores sostenidos manualmente para esta metodología de análisis, pues resultan en una significativa pérdida de componentes de alta frecuencia. Es común utilizar sensores magnéticos para chequeos rápidos periódicos. En este caso particular existen dos interfaces, es decir acelerómetro-magneto y magneto-máquina. Para minimizar las pérdidas de alta frecuencia de este camino de la señal, las superficies de contacto deben ser planas, limpias, y libres de grasa y pintura. Para mejorar la transmisión de las componentes en frecuencia es recomendable utilizar una pequeña película de grasa siliconada o algún aceite lubricante entre las interfaces.

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5. ANÁLISIS DE MÁQUINAS ELÉCTRICAS Este capítulo brinda un tratamiento de las máquinas eléctricas, desde la perspectiva de los análisis realizados en mantenimiento predictivo mediante los parámetros de vibración (en todos los tipos) y corriente (solo en AC, tipo jaula).

•Sincrónicos AC

DC

•Asincrónicos

• Rotor Bobinado • Rotor tipo Jaula de Ardilla

•Serie •Paralelo •Compuesto •Excitación

Independiente

Motores en los cuales encontramos cada vez más aplicaciones del control electrónico de velocidad

Figura 5-1. Motores más utilizados en aplicaciones para maquinaria rotativa industrial Los motores AC sincrónicos, reciben alimentación AC en el estator y DC en el rotor. Esta última para polarizar y generar un enganche electromagnético entre el campo magnético giratorio y el rotor. De esta forma, las RPMs eléctricas y mecánicas son iguales y de ahí el nombre de motor Sincrónico. El motor AC asincrónico, no recibe alimentación al rotor, el cual se mueve por inducción y puede ser bobinado o tipo Jaula de Ardilla. Este último es el motor más ampliamente utilizado en la industria. El motor DC puede ser de cuatro tipos: Serie, Paralelo, Compuesto y de Excitación Independiente. Tanto el rotor (armadura), como el estator (campo) tienen bobinas y reciben alimentación DC. Es el segundo tipo de motor más utilizado en la industria. Se entrará en el enfoque del motor AC tipo Jaula y del motor DC, en su patrón de vibración característica, en el espectro de corriente (para el tipo Jaula), y en particular, en un problema cada vez más recurrente en estos motores, relacionado con el paso de corriente a través de los rodamientos y su consecuente falla prematura. 5.1 MOTOR AC – TIPO JAULA DE ARDILLA Su principio de funcionamiento es descrito por tres leyes físicas: • En un conductor eléctrico dentro de un campo magnético variable se genera un voltaje • Por un conductor eléctrico cerrado y con voltaje dentro de un campo magnético variable circula una corriente

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• En un conductor eléctrico con corriente dentro de un campo magnético variable se genera un torque

N

S

V

i N

N

V

S

S

Figura 5-2. Leyes físicas que describen el funcionamiento de un motor AC El campo magnético giratorio (variable) es generado por la alimentación AC realizada a las bobinas del estator. Los conductores son las barras, las cuáles son cerradas por los anillos cortocircuitantes en cada extremo. Esta configuración hace que se genere un torque suficiente para mover el rotor y la carga física que tenga acoplada (ventilador, bomba, reductor, etc.). El rotor procura alcanzar la velocidad del campo, pero nunca lo logra debido a que está sometido a un efecto inductivo que implica pérdidas gracias a la distancia física entre estator y rotor (entre hierro o “air gap”).

N ESTATO EJE ROTO AIR-

S

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Figura 5.3 Detalles internos de un Motor AC

Las frecuencias características del motor AC tipo Jaula de Ardilla: • Frecuencia de Deslizamiento = Fd = Frecuencia de Giro del Campo - Frecuencia de Giro del Rotor • Frecuencia de Paso de Polos = Fp = Frecuencia de Deslizamiento * Número de Polos • Frecuencia de Línea = FL = 60 Hz = 3600 CPM • 2 x Frecuencia de Línea = 2xFL = 2x60 Hz = 7200 CPM • 2xFL = Frecuencia de Giro del Campo x Número de Polos = 7200 CPM = CTE • Frecuencia de Paso de Barras del Rotor = FPBR = Frecuencia de Giro del Rotor * Número Barras • Frecuencia de Paso de Ranuras = FPR = Frecuencia de Giro del Rotor * Número de Ranuras del Estator Ejemplo 1: Calcular las diferentes frecuencias para un motor AC de 3570 rpm, 44 barras en el rotor y 56 ranuras en el estator: • • • •

Frecuencia de Deslizamiento = Fd = 3600 - 3570 = 30 CPM Frecuencia de Paso de Polos = Fp = 30 CPM * 2 = 60 CPM Frecuencia de Línea = FL = 60 Hz = 3600 CPM 2 x Frecuencia de Línea = 2xFL = 2x60 Hz = 7200 CPM

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• 2xFL = 3600 CPM x 2 = 7200 CPM = CTE. • Frecuencia de Paso de Barras del Rotor = FPBR = 3570 CPM * 44 = 157.080 CPM • Frecuencia de Paso de Ranuras = FPR = 3570 CPM * 56 = 199.920 CPM 5.2 VIBRACIONES DE ORIGEN MAGNÉTICO EN MÁQUINAS ELÉCTRICAS El motor a inducción es la fuente de fuerza motriz eléctrica más utilizada en la industria. Identificar los problemas de vibración que pueden ocurrir en las transmisiones de motores a inducción posee una complejidad extra a causa de los campos magnéticos rotantes en la máquina. Un entendimiento básico de los principios involucrados, junto con una guía práctica para solucionar problemas y la instrumentación de análisis correcta, serán de incalculable valor para el ingeniero de mantenimiento. 5.2.1 Diagnóstico Por Vibración Para Transmisiones de Motores Eléctricos Industriales El motor de inducción es el motor eléctrico más usado en transmisiones industriales. Los analistas podrán ser capaces de relacionar algunos de los principios con motores sincrónicos o generadores, etc., pero se tratará específicamente el tema de los motores de inducción y los efectos de las transmisiones electrónicas de velocidad variable. Los variadores electrónicos de velocidad tales como inversores de continua o los cicloconversores, logran el control de velocidad a través de una síntesis de suministro de frecuencia variable por interrupción electrónica. Debido a esto, la corriente suministrada posee un grado de distorsión armónica, dependiendo de la sofisticación de los elementos electrónicos, filtros, etc. La distorsión de la forma de la onda de corriente se refleja en el espectro de vibración. La máquina eléctrica tiene peculiaridades que las diferencian de otras máquinas industriales y tornan sutil su análisis dinámico: • Tienen un campo magnético H que gira dentro del estator, en rotación sincrónica con la frecuencia de la red (ns = flínea / pares de polos) y se comporta como si fuese un rotor verdadero. • El rotor girando dentro de la máquina tiene los problemas vibratorios normales de una máquina cualquiera. • Existe circulación de corriente por los conductores del rotor eléctrico creando fuerzas magnéticas. Si fuese una máquina asincrónica, la corriente circula con la frecuencia de resbalamiento, mucho menor que la rotación del rotor y de la de la red.

5.2.2 Problemas de Vibración Los problemas de vibración que se relacionan con los motores de inducción son una combinación de dos grupos que pueden ser llamados “mecánicos” y “magnéticos”, de acuerdo a como surjan. Para ayudar a determinar cuál de los dos grupos de vibración está presente, el analista debe estar atento a los batidos. Un batido se identifica como una amplitud de vibración oscilatoria,

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debido a componentes de frecuencia cercanas que alternativamente se refuerzan y se cancelan entre sí a medida que su fase relativa varía. La ausencia de batidos puede indicar que hay sólo un problema “mecánico”. Su presencia puede indicar un problema “mecánico” y uno “magnético” combinados. Por ejemplo, dichas componentes en un motor a inducción de dos polos, pueden ocurrir a frecuencias cercanas al doble de velocidad rotacional y al doble de la frecuencia de suministro respectivamente. Nótese que una amplitud de vibración oscilatoria también ocurre con la modulación de amplitud de una sola componente de frecuencia, debido simplemente a un problema “magnético”. Desconectando el suministro eléctrico se puede descubrir algo más sobre el problema (una “prueba de falla eléctrica”). Esto diferenciará los componentes de vibración “mecánicos” y “magnéticos”, ya que las componentes “magnéticas” desaparecerán inmediatamente después de cortado el suministro eléctrico. El efecto de la prueba de falla eléctrica deberá ser observado estudiando los cambios de la amplitud de vibración en un analizador de espectro. 5.2.3 Análisis Espectral De acuerdo con las perturbaciones magnéticas discutidas aquí, las vibraciones de origen magnético con sus efectos de modulación, tienen componentes en frecuencia en algunas regiones muy bien definidas del espectro. Las regiones de manifestaciones de vibraciones magnéticas son: • La región de bajas frecuencias, alcanzando los cuatro primeros múltiplos de la frecuencia de resbalamiento (fs). • La región en torno de 1x RPM del motor. • La región alrededor de 100 Hz. • la región de NRA de la frecuencia en 1 a 2kHz Con analizadores de alta resolución de frecuencia más un ZOOM, es posible identificar las modulaciones con sus bandas laterales con el doble de la frecuencia de resbalamiento (fs). Con esto, las vibraciones mecánicas son separadas de las magnéticas y se puede diagnosticar los dos tipos más comunes de problemas magnéticos. • La variación estacionaria del entrehierro (Figura 5-4) tendrá una componente predominante en 100 Hz. • La variación rotativa en el entrehierro (Figura 5-5), muestra bandas laterales con 2x fs (doble de la frecuencia de resbalamiento) en torno de 1x RPM.

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Figura 5-4. Vibración debida a una probable variación estacionaria de gap. Nótese una amplitud de 100 Hz y 1xRPM

Figura 5-5. Vibración debida a una probable variación rotativa de gap. Nótese las bandas laterales Cuando los dos problemas están presentes, surgen bandas laterales en la frecuencia de resbalamiento. Estas vibraciones serán sumadas a las vibraciones mecánicas inducidas en 1x y 2x RPM (figura 5-6). De este modo, las componentes en 100 Hz y bandas laterales en 2xfs, son la “clave” para el análisis, vea figura 5-7.

Figura 5-6. Vibración de origen mecánico con pequeña variación rotativa de gap

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Figura 5-7. Vibración de origen mecánico combinado con variación estacionaria de gap Muchas de las vibraciones en máquinas eléctricas son consecuencias de combinaciones de problemas mecánicos y magnéticos, agravados muchas veces, por problemas de base. En las industrias, la mayoría de los motores son montados en estructuras, vigas de acero o pedestales en base común con las máquinas accionadas. Estas situaciones propician la aparición de resonancia y problemas de rigidez inadecuada de la base. Los dos mayores problemas magnéticos están relacionados con variaciones en el entrehierro y variaciones de la corriente y se distinguen por el análisis de las modulaciones y bandas laterales. Para distinguir los problemas magnéticos de los mecánicos, se debe observar la caída de la vibración cuando se corta la potencia eléctrica. La figura 5-8 muestra un ejemplo de vibración de origen mecánica junto con variación combinada del entrehierro.

Figura 5-8. Vibración de origen mecánico con variación combinada de gap

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A continuación se presenta una tabla que sirve de base para el diagnóstico en motores de inducción usando análisis de vibración. ANOMALÍAS EN EL SISTEMA ESTATOR CAUSA DE LA FRECUENCIA OTRAS CARACTERÍSTICAS VIBRACIÓN DOMINANTE Excentricidad estática 2.fL Por desalineación interna, desgastes de cojinetes, calentamiento localizado del estator Desbalanceo de la fuente 2.fL Puede ser por desequilibrio de fases, de tensión Nra.fr diferencia de número de espiras. Altas vibraciones Desbalanceo magnético 2.fL Sin relación con la carga por diferencia de huelgos Chapas del estator flojas 2.fL Pueden tener amplitudes altas pero no son Múltiplos de 2.fL en destructivas 1kHz Error en el centro Dirección axial En los arranques y paradas se observa un magnético 2.fL movimiento axial del rotor 2.fL ± fr

ANOMALÍAS EN EL SISTEMA ROTOR CAUSA DE LA FRECUENCIA OTRAS CARACTERÍSTICAS VIBRACIÓN DOMINANTE Excentricidad dinámica 1xfr ± 2.fs Desbalanceo en el bobinado secundario

2.fL ± 2.fs ± fr Nra.fL ± 2.fs ± fr

El nivel de vibración es alto bajo carga y en el arranque

Barras del rotor rotas

1xfr ± 2.fs ± fr

Eje

2.fL ± 2.fs ± fr 1x fr grande

Otra causa puede ser chapas del rotor en corto, uniones flojas Similar a excentricidad dinámica con vibraciones por desbalanceo mecánico

Donde: fL fr Nra fs

= = = =

Frecuencia de la fuente de potencia Frecuencia de rotación Número de ranuras Frecuencia de resbalamiento

A. Espectro de Alta Frecuencia ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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Aceleración G’s RMS

FPBR = 44 x RPM = 157.080 CPM FPR =56 x RPM = 199.920 CPM

Bandas laterales de 1X y 2XFL alrededor de FPBR 1xRPM = 3570 CPM 2xFL = 7200 CPM

Frecuencia CPM

200.000

Figura 5-9. Espectro de alta frecuencia Es normal la presencia de FPBR y sus bandas laterales. Se debe controlar el aumento progresivo tanto en la cantidad de bandas como en su amplitud. B. Espectro de Baja Frecuencia La presencia de Fp y de bandas laterales alrededor de 1x, 2x, 3x, 2xFL, es una indicación segura de problemas de continuidad en la jaula, desde una barra floja hasta varias barras fracturadas, incluyendo fallas en los anillos.

Velocidad In/sec Peak Bandas laterales de Fp alrededor de 1x, 2x, 2xFL, 3x....

2XFL = 7.200 CPM

2XRPM = 7.140 CPM 3XRPM = 10.710 CPM 1XRPM = 3.570 CPM Fp = 60 CPM

Frecuencia CPM

12.000

Figura 5-10. Espectro de baja frecuencia C. Espectro de Corriente Eléctrica

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(a)

(b) Figura 5-11. Espectro de corriente eléctrica. (a) Motor de 51 ranuras en el rotor con 2 barras rotas, bajo carga reducida, (b) Motor de 51 ranuras en el rotor con 2 barras rotas, bajo carga completa Gracias a las investigaciones realizadas por los fabricantes de motores, se determinó empíricamente que en el espectro FFT de la corriente de alimentación a un motor, el cual maneje al menos el 50% de su carga nominal, la “banda lateral anterior”, es un indicador directo del estado de continuidad de la jaula. Cuando esta banda crece, disminuyendo su diferencia respecto a la amplitud del pico a la frecuencia de línea (ejemplo 60 Hz), ha empezado un deterioro físico en la jaula el cual es irreversible. Los datos presentados a continuación son criterio de severidad, utilizan escala logarítmica (dB) debido a que es más práctica que una escala lineal, para las magnitudes que se manejan aquí: 54-60 dB 48-54 dB 42-48 dB 36-42 dB 30-36 dB < 30 dB

= Excelente (b) = Bueno = Moderado = Barras rotas en el rotor, u otra fuente de alta resistencia = Múltiples fuentes de alta resistencia = Daño severo

5.3 CASO DE ANÁLISIS DE UN MOTOR DE INDUCCIÓN

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Se presentan una serie de figuras con el fin de mostrar la identificación de barras rotas del rotor, utilizando sintonías de vibración grabadas en un grabador portátil. Se enfatizan dos regiones espectrales principalmente: La región alrededor de la velocidad del motor (1xRPM) y la región alrededor del armónico principal de las ranuras. El motor al que nos referimos posee dos pares de polos y 28 ranuras del motor. Está moviéndose a 24,875 Hz desde un suministro nominal de 50 Hz y el principal armónico de vibración de las ranuras está sobre 696 Hz. Tres barras del rotor en el motor están rotas. Para realizar el análisis de frecuencia FFT se utilizó un analizador con señal de canal dual. Los espectros, cepstra y espectros de envoltura (envelope spectra) se trazaron con un trazador gráfico Las figuras 5-12 y 5-13 muestran la identificación de la velocidad del motor y los componentes de las bandas laterales de resbalamiento en un espectro de banda base de 50 Hz y el cepstrum correspondiente. Las otras cuatro figuras restantes muestran el espectro de banda base a 1,6 kHz (figura 5-14: Espectro de banda base a 1,6 kHz mostrando tanto el componente de velocidad del motor como la región alrededor de los armónicos principales de vibración de las ranuras), un “zoom” sobre este espectro alrededor del segundo armónico principal de las ranuras (figura 5-15: Acercamiento del espectro centrado alrededor del segundo armónico principal de vibración de las ranuras, mostrando unas bandas laterales de 2 x frecuencia de resbalamiento en el componente a esta frecuencia), el correspondiente cepstrum (figura 5-16: Cepstrum del espectro de banda base de 1,6 kHz, claramente identificando la periodicidad de la velocidad del motor (1 x RPM) en el espectro de la banda base) y finalmente la figura 5-17: Espectro del envolvente de un filtro de tres octavos centrado en 800 Hz mostrando no solamente la modulación (1 x RPM) presente en la región de los armónicos principales de vibración de las ranuras, sino también la modulación de la 2 x frecuencia de resbalamiento). Las figuras ilustran la presencia de la velocidad del motor (1 x RPM) y las bandas laterales de 2 x frecuencia de resbalamiento y la modulación del armónico principal de vibración de las ranuras por estos componentes. El cepstrum de la figura 5-16 identifica particularmente las bandas laterales de la velocidad del motor en el armónico principal de vibración de las ranuras. Como se puede observar en los espectros ampliados en las figuras 5-15 y 5-17 estas bandas laterales también poseen sus propias bandas laterales de frecuencia de resbalamiento.

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Figura 5-12. Espectro de banda base de 50 Hz

Figura 5-13. Cepstrum de banda base de 50 Hz

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Figura 5-14. Espectro de banda base de 1,6 kHz mostrando las componentes de la velocidad del motor y la región alrededor. Armónica principal de vibración de ranura

Figura 5-15. Espectro del zoom centrado alrededor de la segunda armónica principal de vibración de ranura, mostrando bandas laterales de 2x frecuencia de resbalamiento en la componente a estas frecuencias

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Figura 5-16. Cepstrum del espectro de la banda base de 1,6 kHz, identificando claramente la periodicidad de la velocidad del motor (1xRPM) en el espectro de la banda base

Figura 5-17. Envolvente de espectro de un filtro de 3ra octava centrado en 800 Hz, mostrando no solo la modulación presente en la región de la armónica principal de vibración de ranura, pero además la modulación de 2x frecuencia de resbalamiento

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5.4 DETECCIÓN DE FALLAS EN MOTORES DE CC POR ANÁLISIS DE VIBRACIONES Si bien la electricidad ya venía siendo utilizada experimentalmente desde el siglo XVII, recién al final del siglo XIX la energía eléctrica comenzó a ser utilizada para el uso general. Durante ese mismo período se inventaron los Motores Eléctricos de Corriente Continua. Los Motores de Corriente Continua simplemente convierten la electricidad de corriente continua en energía mecánica necesaria para la realización de un trabajo. Los Motores de Corriente Continua son encontrados en todo tipo de Industria, ya que son utilizados para accionar elevadores, máquinas de fabricación de papel, laminadores, máquinas textiles, locomotoras, navíos, trenes, etc. De esta forma es muy común que los Motores de Corriente Continua sean el corazón de una instalación de fabricación y que cuando se desarrolla un problema en ellos una acción correctiva inmediata debe ser tomada. 5.4.1 Principios de Construcción y Operación de los Motores de Corriente Continua Un Motor de Corriente Continua está constituido por dos componentes principales: • La estructura principal no rotativa incluyendo las carcazas de las extremidades (tapas), las escobillas y los polos de campo. • El conjunto del eje del inducido rotativo, consistente en el inducido, el conmutador y los conductores del inducido. La figura 5-18 es una ilustración simple que muestra esos componentes en conjunto con otros componentes básicos que forman un Motor de Corriente Continua.

Figura 5-18. Construcción de un motor de corriente continua La estructura principal es una estructura cilíndrica que proporciona una vía de flujo magnético para los polos de campo como los mostrados en la anterior figura.

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Estos polos de campo están atornillados en el interior de la estructura. La estructura podrá ser hecha de láminas de acero o de chapas de acero laminado soldadas en forma de anillos. Los motores de arranque de los automóviles son un ejemplo de motores de estructura de chapa laminada y soldada. En general los soportes del motor (pies) son incluidos como parte de la estructura principal pero pueden ser también componentes de las tapas de extremidades. Las tapas de extremidades proporcionan el soporte para el portaescobillas como así también para los rodamientos del eje del inducido, tal como se muestra en la figura 5-18. Los portaescobillas se encuentran en la extremidad del conmutador del motor (lado opuesto al del accionamiento) y transmiten la corriente eléctrica para el conmutador, del cual a su vez, energiza el inducido generando la rotación. Los polos del campo principal se montan de a pares opuestos (Norte-Sur) magnéticos alrededor del interior de la estructura principal. Podrá haber de 1 a 4 pares de polos de campo. Al contrario de lo que ocurre en el caso de motores de inducción de Corriente Alterna, el número de pares de polos no tiene ninguna relación con la velocidad de rotación del motor, está relacionada con el tamaño físico del mismo. La velocidad del Motor de Corriente Continua varía directamente en función de la amplitud de tensión continua provista por el motor. Cuanto mayor sea el motor, mayor será el número de polos de campo. Los polos de campo son generalmente fabricados en láminas de acero fino apiladas en conjunto para formar el pie del polo (zapata) que está envuelto por los conductores de cobre (arrollamientos de campo). Los polos de campo son magnetizados cuando las bobinas de campo se energizan. Las bobinas de campo pueden ser en serie o en paralelo o de bobinados serie-paralelo. El tipo de arrollamiento podrá ser identificado observando el diámetro del conductor relativo al número de espiras. Una bobina en serie utiliza un conductor relativamente grande con pocas espiras, un arrollamiento serie-paralelo (compuesto) presenta características intermedias a las descritas. Un motor bobinado en serie presenta un alto rango de velocidades pero es sensible a la carga, es decir, disminuirá sensiblemente de velocidad con el incremento de ésta y se acelerará con la disminución de la misma. Por otra parte un motor bobinado con arrollamientos en paralelo mantendrá prácticamente la velocidad de giro uniforme independientemente de la variación de carga (dentro de su rango de trabajo). El motor con bobinados compuestos combina los atributos de los motores con bobinados en serie y en paralelo resultando una velocidad de rotación más constante, con la ventaja adicional de poder ajustarse fácilmente dentro de un amplio rango de velocidades. Un motor bobinado en serie podría algunas veces acelerarse hasta su destrucción si perdiera su carga. Las escobillas del conmutador son montadas en el portaescobillas, en la tapa (carcaza) del lado del conmutador. Existe un portaescobillas para cada polo de campo. Los portaescobillas son aislados eléctricamente de la carcaza del motor y son colocados adecuadamente alrededor del conmutador, de forma que las escobillas entrarán en contacto con los segmentos adecuados del conmutador para generar la rotación. Las escobillas energizan los segmentos del conmutador, los cuales, ordenadamente energizan los conductores del inducido creando un flujo de corriente que se alterna secuencialmente en el inducido. Este flujo de corriente alternativo resulta entonces en un flujo magnético alternativo en el interior del inducido lo que hace que éste gire relativamente a las bobinas de campo. A todo este mecanismo se lo conoce con el nombre de conmutación.

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Cuando se produce el proceso de conmutación, hay ocasiones en que la escobilla entra simultáneamente en contacto con dos segmentos del conmutador. Cuando esto ocurre las bobinas del inducido conectadas a los segmentos del conmutador afectado, quedan momentáneamente en cortocircuito causando chisporroteo entre las superficies de las escobillas y del conmutador. Los interpolos o polos auxiliares son utilizados para compensar este fenómeno a través de la minimización del campo magnético entre los polos principales, lo que produce una disminución del chisporroteo. Esto se logra con interpolos o polos de conmutación localizados entre los polos de campo principales. Los grandes motores de Corriente Continua y los motores de Corriente Continua que necesitan variar el sentido de giro tendrán interpolos. El conjunto del inducido rotórico está formado por los siguientes componentes principales • • • • • •

EI eje del inducido EI conmutador EI conjunto de láminas del inducido Las bobinas conductoras Los rodamientos EI ventilador de refrigeración

El conjunto de láminas del inducido está formado de chapas de acero o hierro silicio con dientes y ranuras colocados alrededor de la circunferencia. EI número de dientes del inducido será igual al número de ranuras del mismo. EI número de delgas del colector será siempre un múltiplo entero (1,2,3 etc.) del número de ranuras del inducido. Un motor podrá tener por ejemplo 39 ranuras del inducido y 117 delgas en el conmutador, una multiplicidad de 3 en este caso. 5.4.2 Principios de Operación del Motor de Corriente Continua. La figura 5-19 es una ilustración de un motor de corriente continua de bobina única con un par de segmentos de conmutación e imanes permanentes para las bobinas de campo. Cuando la corriente pasa a través de las escobillas por las delgas del conmutador y las bobinas del inducido, este último se magnetiza con una duración determinada por el posicionamiento de las delgas de conmutación, de forma tal que dicha magnetización se alterne como norte o como sur, consistente con el giro. De aquí resulta el hecho que unas bobinas del inducido son atraídas y otras repelidas por los polos de campo, generándose así la rotación. Si no fuera por esta inversión alternativa de polaridad el motor eléctrico de corriente continua no giraría. La temporización es de tal modo que la corriente se invierte luego que el polo del inducido sur pasa por el medio del polo de campo norte. En esta ocasión el polo de inducido sur se convierte en polo de inducido norte que es repelido por el polo de campo norte. EI inducido hace otra media vuelta y repite la inversión de polaridad. Este proceso continúa hasta que la corriente sea desconectada.

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Figura 5-19. Operación de un motor de C.C. de bobina única La posición 1 de la figura 5-19 muestra al polo del inducido sur siendo atraído por el polo de campo norte y repelido por el polo de campo sur. La posición 2 muestra que al proseguir la rotación del inducido y del conmutador existe una inversión de la polaridad sur del inducido para norte y de la norte para sur. La continuación de las alteraciones de polaridad provoca una rotación continua. La velocidad de rotación de un motor de corriente continua es alterada por la variación de tensión del inducido, por la variación de tensión de los campos, o por ambos. La dirección de rotación será modificada invirtiendo la polaridad de tensión de corriente continua. Durante su desarrollo preliminar la electricidad de corriente continua fue producida a través de la utilización de generadores de corriente continua, hoy día la mayor parte de los motores de CC son alimentados por circuitos rectificadores controlados por silicio (SCR). Un circuito de SCR es simplemente un circuito electrónico de estado sólido que consigue convertir la energía de corriente alterna en electricidad de corriente continua. Una ventaja característica de los SCR sobre los conjunto Motogeneradores es que no tienen piezas móviles y que su mantenimiento es sencillo.

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Figura 5-20. Formas de ondas eléctricas Los circuitos de SCR producen electricidad de corriente continua rectificada de media onda cuando se utilizan 3 SCR y de onda completa cuando utilizan 6 SCR (figura 5-20). La corriente alterna se encuentra normalmente disponible a una frecuencia de línea (FL) de 50 Hz (3000 CPM) ó de 60 Hz. La electricidad trifásica posee tres ondas sinusoidales desfasadas 120 grados una de otra conforme a lo mostrado en la anterior figura. Cuando estas tres fases son rectificadas en media onda por 3 SCR solamente los picos positivos permanecen en la forma de onda (ver figura 5-20). Esto genera una corriente ondulada similar a la forma de onda en línea recta de corriente continua. Los pulsos de una corriente continua rectificada de media onda ocurren con una frecuencia igual a 3 x 50 Hz (3000 CPM), o sea 150 Hz. Esta misma frecuencia es detectable mediante las mediciones de vibración, indicando la frecuencia de encendido de los SCR de un circuito rectificado de media onda. Un circuito SCR rectificado de onda completa con 6 SCR produce una frecuencia de encendido de 6 x 50 Hz = 300 Hz, con pulsaciones o incrementos de fase de 60 grados como se ve en la figura 5-20. En la rectificación de onda completa los picos negativos de la onda de corriente alterna se convierten en picos positivos en la forma de onda rectificada, lo que proporciona una simulación menos ondulada respecto a la línea recta ideal de la corriente continua pura. La finalidad general del sistema rectificador es convertir la electricidad de corriente alterna en electricidad de corriente continua para proporcionar un control de velocidad adecuado. La operación incorrecta de estos componentes interrumpirá el ritmo de la forma de onda y por lo ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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tanto perturbara la rotación del motor. Esta perturbación resultará en una vibración detectable en el motor. En un rectificador hexafásico con 6 SCR y 3 circuitos de encendido, una pérdida de una fase de corriente alterna o de una tarjeta de encendido provocaría la pérdida de un tercio de la frecuencia de encendido (1/3 x 300 Hz = 100 Hz ó 2 SCR 2 x 50 Hz = 100 Hz. 5.4.3 Distintos Casos de Defectos en un Motor de CC La tabla que aparece en la siguiente página presenta algunos de los problemas singulares de controles y de motores de corriente continua, detectables mediante la utilización del análisis de vibración. Es de gran importancia para el análisis de motores de corriente continua reconocer que la vibración del motor de corriente continua controlado por SCR es extremadamente sensible a la condición de funcionamiento del propio SCR. A. Espectro Normal para un Motor de Corriente Continua sin Problemas Aparentes. EI primer paso en la detección de un problema de los controles o del motor de corriente continua es saber cual es el espectro de vibración normal, para un motor que no presenta problemas. Para un motor de corriente continua accionado por medio de SCR, el espectro presentado en el caso 'A" de la siguiente tabla es considerado normal teniendo en cuenta que la frecuencia de los SCR tiene una amplitud del orden de 1,5 mm/seg RMS. Un nivel de Alarma 1 para esta frecuencia debería estar en el orden de aproximadamente 2,5 mm/seg RMS, lógicamente la construcción del motor, el tipo de rectificador y las condiciones de operación afectarán los niveles de vibraciones y las alarmas. Son muy importantes las mediciones de base realizadas en la puesta en marcha de la máquina. Una regla práctica será establecer la “Alarma 1” igual al promedio más 3 desviaciones estándar (x + 3 s) mientras que la “Alarma 2” se establecerá en un 50% por encima de la “Alarma 1”. La figura 5-21 presenta un espectro típico normal de un motor de corriente continua accionado por corriente rectificada de media onda. Note que la frecuencia de encendido de los SCR a 300 Hz muestra una amplitud de 0,2 mm/s (como se ve en el lado derecho de dicha figura). La frecuencia de 2 X SCR es de 600 Hz (36kCPM) para el caso de 6 SCR y podrá estar presente pero su amplitud deberá ser muy baja (típicamente menor que 0,25 a 0,50 mm/s). Comúnmente la sola presencia de un pico en la frecuencia de 2 X SCR sería el indicio de un problema. Las frecuencias de 1 X RPM y de 2 X RPM son normalmente el resultado de fuentes mecánicas con niveles normales dependientes de la aplicación y que no serán por regla general indicativos de ningún problema en los circuitos de control ni en la parte eléctrica del motor con la excepción posible de un desbalanceo generado por un cabezal de bobina o alguna bobina desordenada o suelta.

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FUENTE DEL PROBLEMA

ESPECTRO TÍPICO

NOTAS

Motores y controles de C.C. A. Espectro Normal

Muchos problemas de control y del motor de CC podrán ser detectados a través del análisis de vibración: Motores de corriente rectificada de onda completa (6 SCR) generan una serial de 6 x la frecuencia de la línea (6FL = 300 Hz = 18kCPM) al paso que motores de CC de corriente rectificada de media onda (3 SCR) generan 3 x la frecuencia de la línea ( 3FL = 150 Hz = 9kCPM). La frecuencia de ignición del SCR se encuentra, normalmente, presente en un espectro de motor de corriente continua pero a baja amplitud. Nótese la ausencia de otros picos en múltiples de F1.

B. Bobinados del inducido rotos, problemas de puesta a tierra o ajuste del sistema defectuoso

Cuando los espectros del motor de CC se encuentran dominados por altos niveles a 2x SCR (o a SCR) esto indica, normalmente bobinados del inducidos rotos o ajuste defectuoso del sistema de control eléctrico. EI ajuste adecuado, por si solo, podrá bajar la vibraci6n en SCR o en 2x SCR significativamente si hubiera predominancia de problemas de control. Amplitudes altas en estas frecuencias, normalmente quedaran arriba, aproximadamente, 2,5 mm/s. Del pico a 1x VCR o cerca de 1 mm/s. A 2x de la frecuencia de ignición.

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C. Tarjeta de ignición defectuosa o fusible quemado.

Cuando una tarjeta de ignición deja de funcionar entonces 1/3 de la energía estará perdida y podrá causar alteraciones de velocidades momentáneas y repetidas en el motor. Esto podrá conducir a altas amplitudes a 1/3 x y a 2/3 la frecuencia del SCR (1/3) x Frecuencia del SCR = 1xFL para SCR rectificado de media onda también 2XFL para SCR rectificado de onda completa). Cuidado: La configuración tarjeta/SCR deberá ser conocida antes de tentar detectar los problemas del motor (nº de tarjetas de ignición, etc.).

D. SCR defectuoso, tarjeta de control en corto, conexiones flojas y/o fusible quemado

SCR con defectos, tarjetas de control en corto y/o conexiones flojas podrán generar picos de amplitud considerables en muchas combinaciones de la frecuencia de línea (FL) y en la frecuencia de ignición del SCR. Normalmente, 1 SCR defectuoso podrá causar altos niveles de F y/o en 5F en los motores con 6 SCR. EI punto a considerar es que ni FL, 2FL, 4FL ni 5FL deberán estar presentes en los espectros del motor de corriente continua.

E. Tarjeta Comparadora defectuosa

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Tarjetas comparadoras defectuosas causan problema con la fluctuación de las RPM o con las oscilaciones. Esto causa un colapso y una regeneración constante del campo magnético. Estas bandas laterales se aproximan, frecuentemente, de la fluctuación de la RPM y requieren una FFT de alta resolución inclusive hasta para

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detectarlas. Algunas bandas laterales podrán ser debidas la generación y la regeneración de campos magnéticos

F. Pasaje de corriente eléctrica a través de los rodamientos a del motor de CC

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La formación de estrías inducidas eléctricamente es, por lo general, detectada por una serie frecuencias de diferencia con la separación más frecuente en la frecuencia de defecto de la pista externa (BPFO) hasta si esa formación estuviera presente tanto en la pista externa cuanto intema. Ellas aparecen mas frecuentemente en una banda centralizada cerca de 1500 a 2500 Hz. Un espectro de 3000 Hz, con 1600 líneas será recomienda para la detección con mediciones en los motores de CC (rodamiento) tanto internas cuanto externas.

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Figura 5-21. Espectro normal de circuito con 6 SCR con amplitud de frecuencia de SCR aceptable B. Arrollamientos del Inducido Dañados, Problemas de Puesta a Tierra o Sistemas Defectuosos. EI espectro del caso B de la tabla, es típico de arrollamientos del inducido dañados, problemas de puesta a tierra o ajuste del sistema defectuoso. Nótese que un ajuste defectuoso provocaría una rotura en la cadencia de pulsaciones de los SCR con lo que las formas de ondas rectificadas quedarían ligeramente fuera de fase, es decir, que para un circuito de 6 SCR de onda completa la diferencia de fase seria algo diferente a 60, o a 120 para un circuito rectificador de 3 SCR de media onda. EI ajuste defectuoso se corrige frecuentemente ajustando la ganancia del circuito accionador del disparo.

Figura 5-22. Espectro FFT de un sistema de corriente continua rectificad de onda completa con ajuste defectuoso

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Si el ajuste de ganancia del disparo, no corrige el defecto, un arrollamiento de campo dañado o una puesta a tierra defectuosa serán probablemente las causas del problema. Nótese que para esta condición espectral, el problema puede estar tanto en el sistema de control como en el interior del motor. Se deberán hacer todos los test posibles para verificar cual es el componente dañado, con el objeto de evitar reparaciones inapropiadas o innecesarias. La figura 5-22 es un espectro que muestra un ajuste defectuoso del sistema en los circuitos de hexafásico. La amplitud excede los 2,5 mm/s pico. Si no se pudiesen reducir considerablemente los valores por debajo de estos niveles realizando el ajuste del sistema, deberá verificarse el estado de los bobinados del motor y de la puesta a tierra, considerando que son el origen posible del problema. En algunos casos, el propio circuito de los rectificadores podrá presentar un filtrado inapropiado causando vibraciones aun más altas en su frecuencia de SCR. C. Tarjeta de Encendido Defectuosa o Fusible Quemado. Cuando una tarjeta de encendido del SCR deja de funcionar o cuando un fusible se quema o queda mal conectado a su soporte por motivo de corrosión causando la formación de arcos en el circuito, un tercio de la energía eléctrica durante el encendido queda perdida. De aquí resultan variaciones de velocidad momentáneas y repetidas causando altas amplitudes de vibración en 1/3 x SCR y en la frecuencia de 2/3 x SCR como se muestra el caso “C” de la tabla. Esta condición se puede corregir sustituyendo el fusible y/o la tarjeta de encendido. La figura 5-23 son los espectros de antes y después de la reparación de un motor de corriente continua rectificada de onda completa, que presentaba un problema igual al descrito, causado por conectores flojos en una tarjeta de encendido. Note en estos espectros que la frecuencia de encendido de los SCR era de 360 Hz (flinea = 60Hz). Los problemas se manifestaban en picos pronunciados a 120 Hz (2 x FL) y a 240 Hz (4 x FL) que no deberían estar presentes en un motor de corriente continua en buenas condiciones. Si este fuera un circuito de 3 SCR, las frecuencias de 1/3 x SCR y de 2/3 x SCR hubieran sido de 60 Hz y de 120 Hz respectivamente. Observe en la figura 5-23 que las frecuencias de 1/3 x SCR como de 2/3 x SCR han desaparecido después de la reparación de las tarjetas de encendido.

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Figura 5-23. Espectro de un circuito de 6 SCR con conectores flojos y después de reparado D. SCR Defectuoso, Tarjeta de Control en Corto Circuito, Conexiones Flojas y/o Fusible Quemado. La ilustración del caso “D" de la tabla muestra un espectro característico de un SCR defectuoso, una tarjeta de control en corto y/o un fusible quemado. Observe en esta ilustración la aparición de la frecuencia de SCR y de picos en los armónicos de la frecuencia de línea (es decir FL, 2xFL, 3xFL, 4xFL y 5xFL). Estos múltiplos de FL presentarán normalmente, sólo uno ó dos picos con amplitudes más altas de lo normal.

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Aquí el punto importante es que las frecuencias FL y sus armónicas, no deberían aparecer con ninguna amplitud significativa en un espectro de motor de corriente continua, independientemente si el diseño del motor es para rectificación de media onda o de onda completa. Una amplitud normal para estas frecuencias no debería superar las 0,15 mm/s con un nivel de Alarma 1 de aproximadamente 0,25 mm/s y de 0,50 mm/s para FL hasta 5x. Se podrá hacer uso de un osciloscopio, para confirmar este problema como así también para otro tipo de problemas en los circuitos de los SCR. En algunos casos el fusible podrá no estar quemado, pero sí estar haciendo un contacto esporádico debido a corrosión o por que los soportes del fusible están flojos o desgastados.

Figura 5-24. Espectro FFT de un circuito de 6 SCR con un fusible quemado y con tarjeta amplificadora “Summing” universal en cortocircuito El espectro de la figura 5-24 nos muestra una combinación de problemas de tarjeta de control y de fusible quemado en un motor de corriente continua controlado por un rectificador hexafásico. En particular, téngase en cuenta que los picos de amplitud alta a 120 Hz (FL) y a 300 Hz (5xFL) son de 1,80 mm/s y de 1,85 mm/s respectivamente. Estas dos frecuencias son probablemente los dos picos más afectados en el caso de problemas asociados con este caso. E. Tarjeta Comparadora Defectuosa. La tarjeta comparadora es responsable por el control de la velocidad del motor de corriente continua a través del monitoreo constante de la diferencia del voltaje entre un tacómetro montado en el motor y la referencia de velocidad. Una tarjeta comparadora defectuosa causará problemas con el control del número de RPM resultando en fluctuación o en oscilación de velocidad. Como se ha visto en la figura del “Caso E" de la tabla, esta condición es tipificada por la frecuencia del SCR que está teniendo su

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banda lateral mostrada por picos con separación muy pequeña, requiriendo espectros de alta resolución para poder detectar el problema. Estos picos podrán ser iguales a la fluctuación de las RPM, también podrán de otra forma ser causados por la regeneración del campo electromagnético. Evidentemente, la observación del tiempo (duración) de la frecuencia de ignición del SCR así como del pico de 1 x RPM también va a detectar las fluctuaciones. Se recomienda que una FFT de 3200 líneas sea tomada en cada bobinado del motor de continua dentro de un programa de monitoreo de condición, para mostrar las frecuencias de banda lateral que involucran la frecuencia del rectificador. La figura 5-25 es el espectro con la tarjeta comparadora en un circuito rectificado de media onda de 3 SCR. Nótese que todas las bandas laterales de 0.6 Hz (36,5 CPM) alrededor de la frecuencia del SCR están indicando una fluctuación de velocidad de 0.6 Hz. Esto prácticamente correspondió con las fluctuaciones reales en RPM de este motor antes de la substitución de la tarjeta comparadora. Es importante resaltar que todas las bandas laterales con separación pequeña en torno de la frecuencia del SCR desaparecerán después de la substitución de la tarjeta comparadora.

Figura 5-25. Espectro FFT de un circuito de 3 SCR con una tarjeta comparadora defectuosa F. Paso de Corriente Eléctrica a Través de los Rodamientos del Motor de Corriente Continua. Las estrías inducidas eléctricamente son el resultado de ligeras descargas eléctricas que ocurren entre el eje del inducido, a través de los rodamientos hasta la tierra. Las tres fuentes más probables de esta descarga son la electricidad estática, la inducción magnética de la corriente del eje y el acoplamiento capacitivo del eje a la tierra. Las descargas continuas se evidencian en los defectos de los rodamientos. En general, estos defectos aparecen como una serie de bandas laterales en la frecuencia de defectos de la pista externa (BPFO) con una frecuencia central dentro de la banda entre 1500 Hz y 2500 Hz de resonancia de las pistas del rodamiento como se ve en la ilustración del “Caso

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F” de la tabla. Una solución es el aislamiento de los rodamientos ya sea por medio de la instalación de un aislante entre el rodamiento y la carcaza, rodamiento aislado eléctricamente, o a través de la instalación de una escobilla de tierra para el eje va a evitar o postergar este tipo de problema de dado al rodamiento.

Figura 5-26. Espectro de velocidades de un rodamiento con formación de estrías eléctricamente inducidas 5.5 ANÁLISIS DE CORRIENTE DE MOTORES - MOTOR CURRENT SIGNATURE ANALISIS Como alternativa al análisis de vibraciones, tenemos la técnica denominada Motor Current Signature Analysis (MCSA). MCSA se centra en el análisis espectral de las corrientes de estator. Mediante el análisis de las corrientes se pueden diagnosticar averías mecánicas y eléctricas, pero se aplica fundamentalmente en la detección de la rotura de barras de la jaula del rotor. La presencia de barras rotas en el rotor en un motor asincrónico de jaula de ardilla (figura 527), no es motivo de parada inminente, pero provoca una degradación del funcionamiento del motor y la posible aparición de serios efectos secundarios. Las partes rotas de las barras pueden causar serios daños mecánicos al aislamiento y a los devanados, provocando costosas reparaciones. Es conocido que la presencia de barras rotas en el rotor de un motor de inducción trifásico provoca la aparición de bandas laterales adicionales en las corrientes de fase del estator. En concreto, entre otras frecuencias, las frecuencias aparecen en: fsb = (1 ± 2.s) fL

[Hz]

Donde: fL:

es la frecuencia de alimentación del motor

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s: el deslizamiento En un rotor de jaula de ardilla la corriente teórica fluye por las barras y por el anillo de conexión en ambos extremos. Cuando una barra se corta o tiene una fisura que interrumpe el paso de la corriente eléctrica (figura 5-28 y 5-29) esta debe pasar por las barras adyacentes produciendo una perturbación en el flujo magnético y en la corriente del estator, la corriente del motor modula con el doble de la frecuencia del rotor la cual está relacionada con el deslizamiento.

Figura 5-27. Rotor de jaula de ardilla

Figura 5-28. Flujo en un motor con barras rotas

Figura 5-29. Corriente en una jaula de ardilla de un motor con una barra rota

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Aunque el motor esté en perfecto estado, esta modulación está siempre presente en la corriente de la máquina, debido a las asimetrías del rotor inherentes al proceso de fabricación y ensamblado. Por lo tanto el método consiste más que en detectar la presencia de las bandas laterales, en monitorizar su amplitud y comparar que no exceda de un cierto umbral en referencia a la componente de la frecuencia de alimentación. El umbral que marca la frontera entre el motor sano y el motor con barras rotas se suele fijar alrededor de los 45-40 dB’s. En las figuras 5-30 y 5-31 se puede observar el espectro de frecuencia de las corrientes de una fase del estator de un motor de dos pares de polos que tiene una velocidad de 1757 RPM considerado sano (figura 5-30) y del mismo motor con un número considerable de barras rotas (figura 5-31).

Figura 5-30. Espectro de la corriente de un motor sano. Bandas laterales a 54dB

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Figura 5-31. Espectros de la corriente de un motor averiado. Bandas laterales a 35dB Con el motor en buenas condiciones, las bandas laterales están a 3,079mV y la corriente en 60 Hz es representada por 1,705 V. En dB el cálculo se realiza dividiendo la amplitud entre la frecuencia de línea y de las bandas laterales, sacando el logaritmo del cociente y multiplicando por 20. Para el motor en buenas condiciones es de 54 dB y para el motor averiado es de 35 dB. dB = 20 x log(1,705/0,003079) = 54 MSCA se emplea con éxito en los casos en los que el par de carga es constante. Sin embargo, en máquinas donde tal par no es constante con el ángulo de rotación surgen dificultades. Tal es el caso en molinos, rotopalas, bombas que regulan caudal, elevadores de cargas y compresores. En estas situaciones el par de carga es casi periódico con el ángulo de rotación de la carga. Además es habitual conectar el eje del rotor al de la carga mediante un mecanismo reductor. Esto provoca la aparición de nuevas modulaciones relacionadas con el par no constante y el mecanismo reductor. Tales bandas laterales por modulación suelen solaparse con las bandas debidas a la presencia de barras rotas, circunstancia que dificulta enormemente el diagnóstico. Una dificultad adicional para el MCSA clásico radica en que para valores de la carga pequeños, el factor de deslizamiento toma también un valor pequeño, con lo cual las bandas laterales a monitorear estarán situadas muy cerca de la frecuencia fundamental correspondiente a la alimentación, pudiendo quedar enmascarados si el análisis en frecuencia no se hace en una banda muy estrecha.

5.6. CASOS DE FALLA

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La tabla a continuación, resume el criterio expuesto anteriormente: CATEGORY NUMBER 1 2 3

DB

A/B

60 54 – 60 48 – 54

1000 500 – 1000 250 – 500

4

42 – 48

125 – 250

5

36 – 42

63 – 125

6

30 – 36

32 – 63

7

< 30

< 32

ROTOR CONDITION Excellent Good Moderate Rotor bar maybe cracked or high resistance joints Two rotor bars cracked and high resistance joints Multiple rotor bars broken. Slip ring and joint problems Severe problems throughout

CORRECTIVE ACTION None None Trend Increase monitoring time Vibration testing

Overhaul

Overhaul replace

5.6.1 Motor de un Compresor El siguiente es el espectro de un motor con 5 barras rotas y fractura en uno de los anillos: Log 0.018572/1.0571 X 20 = 35.1 dB

Figura 5-32. Falla en motor de un compresor Abajo, un motor de iguales características, en buen estado, bajo las mismas condiciones de trabajo: Log 0.003079/1.704 X 20 = 54.9 dB

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Figura 5-33. Espectro de corriente, motor en buen estado

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6. ANÁLISIS DE VIBRACIONES EN ENGRANAJES

6.1 ENGRANAJES Y CAJAS DE ENGRANAJES Las cajas de engranajes son elementos de transmisión de potencia muy usados en todo tipo de industria. Cuando la caja es parte de una línea de producción requiere de un monitoreo adecuado de su condición mecánica. Siendo la caja de engranajes un elemento sofisticado con diferentes modos posibles de falla, existen diferentes técnicas para diagnosticar dichos problemas. Aunque el análisis de una caja de engranajes es bastante compleja, sobre todo en aquellas donde aparecen varias parejas en contacto o con engranajes planetarios, las componentes de su espectro, adicionales a los problemas comunes en máquinas rotatorias (desbalanceo, etc.). 6.2 ESQUEMA BÁSICO DEL ENGRANAJE Los círculos primitivos del tren de engranajes (Figura 6-1) determinan el tamaño de los engranajes y la relación de velocidad. El perfil básico del diente del engranaje tiene la forma de envolvente o involuta. La involuta se genera dibujando un arco del círculo de la base del engranaje (Figura 6-2). Esta forma produce una línea de acción entre el piñón y el engranaje (Figura 6-2) es decir una línea recta que permite que el tren de engranajes opere a velocidad constante. Sin embargo, los dientes de engranajes entran y salen del área de engrane a medida que los dos ejes rotan. La línea de acción determina el ángulo de presión 23º usualmente entre los engranajes. Este ángulo determina la cantidad de fuerza transmitida desde el piñón al engranaje. Por lo tanto, parte del torque transmitido va directamente a los cojinetes (Figura 6-3). Así es como se transmiten los movimientos torsionales del eje motriz en vibraciones radiales de los cojinetes. Como un número finito de dientes de engranajes están en engranando (relación de contacto) en un momento hay interrupciones menores en la transmisión de potencia - generando vibraciones del engranaje. La relación de contacto es uno de los factores importantes que influyen el nivel de vibración obtenido en la frecuencia de malla del engranaje. Las relaciones de contacto típicas varían entre dos y tres para engranajes helicoidales.

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Figura 6-1. Característica de los dientes en un engranaje recto

Figura 6-2. Angulo de Presión

Figura 6-3. Fuerzas en el engranaje

Cuando dos o más engranajes están trabajando, la frecuencia de engrane generada está determinada por la velocidad del engranaje y el número de dientes del mismo. La evaluación de las relaciones de dientes de engranajes puede realizarse factorizando el número de dientes en cada engranaje y determinando el máximo común divisor. Excepto para aplicaciones especiales, un juego ideal de engranajes no tiene un factor que no sea uno. Cuando uno es el único factor común, un diente en un engranaje debe engranar con todos los dientes en el otro engranaje antes que los dos mismos dientes engranen nuevamente. Esto asegura un desgaste relativamente parejo en cada diente. Cuando el número de dientes en cada engranaje tiene un factor común que no sea uno, un diente en un engranaje engranará con cada diente N-ésimo en el otro engranaje donde N es el mayor factor común. Cuando esto ocurre, cada diente Nth puede gastarse en forma diferente, la señal temporal de la frecuencia de engrane puede estar deformada y la FFT en la señal puede producir frecuencias de engrane fraccionales. El engranaje básico es el engranaje cilíndrico (con dientes rectos) que transfiere movimiento rotativo de un eje paralelo a otro con una relación de velocidad constante dependiendo de los diámetros de los círculos primitivos del piñón y del engranaje. Debido al engrane repentino esos engranajes son ruidosos y producen alta vibración en aplicaciones de alta carga.

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El engranaje helicoidal es el más usual, se usa para aplicaciones de alta velocidad debido a la facilidad de engranar y al número de dientes en contacto en todo momento. Un ángulo helicoidal a la derecha (Figura 6-4) encaja con un ángulo helicoidal a la izquierda (entre 0 a 30 grados).

Figura 6-4. Engranaje helicoidal

Figura 6-5. Engranaje tornillo sinfín de envolvente doble

Los engranajes de tornillo sin fin (Figura 6-5) se usan en ejes que no se intersectan (usualmente a 90 grados) y son de envolvente simple (contacto de línea) o de doble envolvente (contacto de área). La relación de velocidad entre la rueda dentada y el tornillo sin fin es generalmente mucho mayor que la encontrada en trenes de engranajes helicoidales. La relación de velocidad depende del número de dientes del engranaje y el número de filetes del tornillo. De este modo para un tornillo sin fin de simple entrada y un engranaje que tenga 24 dientes, la relación de velocidad es 24:1.

Figura 6-6. Terminología engranajes cónicos

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Figura 6-7. Engranaje cónico helicoidal

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El tren de engranajes cónicos (Figura 6-6) se usa para transmitir potencia entre ejes intersectantes. Muchas aplicaciones usan trenes de engranajes cónicos helicoidales porque más dientes están en contacto a la vez. A continuación se describen algunas de las frecuencias típicas que se pueden observar en un espectro en diferentes situaciones.

6.3 FRECUENCIA DE ENGRANE La frecuencia de engrane es una frecuencia generada por la rapidez a la cual engranan los dientes de las ruedas dentadas, y se determina por el número de dientes y la velocidad de giro de los ejes. Esta componente vibratoria, que es normal al funcionamiento del engrane, se debe a la desviación en el perfil del diente respecto a su forma ideal de envolvente. Las principales fuentes de tales desviaciones son: • • •

Los errores geométricos del perfil mismo debido al proceso de maquinado; El desgaste del flanco. La deflexión del diente bajo carga.

Si en un engranaje esta en buenas condiciones no generarse mayores amplitudes a la frecuencia de engrane, la amplitud de la frecuencia de engrane en un par nuevo depende de la calidad del tallado de los dientes, un engranaje cementado y rectificado tiene amplitudes muy bajas de engrane, por otro lado engranajes de acero mecanizados tendrán mayor amplitud de vibración inicial cuando más burdo es la terminación de los dientes. Altas amplitudes a esta frecuencia indican un problema en los engranajes. Puede identificarse la causa de un problema de engrane analizando los espectros de frecuencia y la señal de tiempo. Una componente vibratoria importante en las cajas de engranajes es la que se produce a la frecuencia de engrane, fe es decir, cada vez que los dientes entran en contacto. fe = N1 x fr1 = N2 x fr2 Donde fe = N1 = N2 = fr1 = fr2 =

frecuencia de engrane número de dientes del piñón número de dientes de la corona velocidad de rotación del piñón velocidad de rotación de la corona.

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Figura 6-8. Cambios típicos en el espectro debido al desgaste en los dientes Esta componente vibratoria, que es normal al funcionamiento del engrane, se debe a la desviación en el perfil del diente respecto a su forma ideal de involuta. Las principales fuentes de tales desviaciones son: • • •

Los errores geométricos del perfil mismo debido al proceso de maquinado; El desgaste del flanco. La deflexión del diente bajo carga.

Los errores de maquinado idénticos sobre todos los dientes deben manifestarse en las componentes a la frecuencia de engrane y sus armónicos. Aquellos errores no idénticos para todos los dientes deberían producir vibraciones aleatorias de bajo nivel y deberían tener una tendencia de reducirse con el tiempo y hermanado. El desgaste normal en los dientes debería ser como el indicado en la Figura 6-8. Esto porque la acción de deslizamiento es mayor a medida que el punto de contacto se aleja del punto de paso. En la Figura 6-8 se puede apreciar que el desgaste del diente deberá traducirse en una gran distorsión de la forma de la componente vibratoria y, por lo tanto, los efectos del desgaste serán frecuentemente más pronunciados a los altos armónicos que a la frecuencia de engrane misma. De aquí, que cuando se monitorea vibraciones en engranajes, es conveniente incluir al menos los primeros tres armónicos de la frecuencia de engrane para detectar desgastes en la etapa más temprana posible. 6.4 FRECUENCIA “FANTASMAS”. Las frecuencias "fantasma" son causadas por la máquina creadora de engranajes durante el proceso de maquinado. Ellas corresponden a la frecuencia de engrane de la máquina de tallas = Nt * RPM (Nt = Número de dientes de la rueda que acciona la mesa divisora donde se monta el engrane a tallar). Sin embargo, la física sobre cómo se generan las frecuencias y como identificar dichas frecuencias en máquinas operacionales rara vez puede identificarse.

6.5 FRECUENCIA DE ENGRANE FRACCIONAL

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Alguna veces los datos tomados de una caja de engranajes contiene 0.5 de la frecuencia de engrane. Otros casos pueden contener ambos 0.5 y 1.5 de la frecuencia de engrane. ¿Cómo pueden los engranajes engranar media o una vuelta y media? Puesto que los engranajes no pueden engranar de esta manera, ¿por qué aparecen estas frecuencias en los espectros de frecuencia? Cuando ocurren se produce una señal de tiempo distorsionada. El error de transmisión podría ser ancho de diente desparejo, error de excentricidad de línea de paso y/o problema de transición de diente. Media y una frecuencia y media de engrane pueden ser causadas cuando los dientes en los engranes tienen un factor común de dos y un engranaje es excéntrico. Cuando esto ocurre, diente por medio puede gastarse. Este problema puede no ocurrir muy a menudo. Estas frecuencias fraccionales a menudo ocurren en engranajes que no tienen otro factor común que no sea uno. 6.6 OTRAS FRECUENCIAS DE ENGRANE FRACCIONAL: Las frecuencias de engrane fraccional pueden ser causadas por el engrane entre dos engranajes si el número de dientes de cada engranaje tiene un factor común que no sea 1 y un engranaje es excéntrico, cada diente N-esimo (donde N = el mayor factor común) en el engranaje bueno puede estar marcado o gastado por el engranaje excéntrico. Esta marca o desgaste hace que la amplitud del ciclo N-esimo de la frecuencia de engrane sea diferente de los otros ciclos. Un engranaje puede venir con este tipo de error de transmisión de fábrica. La FFT de tal señal da una fracción de la frecuencia de engrane igual a 1/N. Por ejemplo, si los engranajes tienen un factor común de 2, 3, 4, o 5, luego el espectro de frecuencia podría tener:

de la frecuencia de engrane. Los errores de dientes que causan frecuencias de engrane fraccionales son causadas por el factor común y/o por la fabricación del engranaje excéntrico. Si la frecuencia de engrane tiene armónicas, pueden ocurrir las líneas espectrales en las siguientes fracciones de frecuencia de engrane:

6.7 EFECTOS DE MODULACIÓN. 6.7.1 Modulación de Amplitudes. La amplitud vibratoria de la componente de engrane generalmente es modulada debido a su sensibilidad con la carga aplicada en los dientes.

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Así, si la carga sobre los dientes en contacto fluctúa, se espera que la amplitud de la vibración varíe en forma similar y resulte en una modulación de amplitud. Una posible causa de tal modulación es la excentricidad de una rueda de engranaje, la cual modulará la frecuencia de engrane con la frecuencia de rotación del engranaje, Figura 6-9. Una componente vibratoria de frecuencia f1 que es modulada periódicamente con una frecuencia f2, tiene un espectro vibratorio con bandas laterales en torno a f1, y separadas entre ellas por f2. Otro ejemplo es el caso de una falla localizada sobre un diente, lo que equivale a una modulación de la componente de engrane por un corto pulso de longitud del orden del período de engrane, pero repetido una vez por revolución.

Figura 6-9. Modulación en amplitud. a) Falla distribuida. b) Falla local. 6.7.2 Modulación en Frecuencias: Si la velocidad de rotación de los engranajes no es constante o los dientes no están espaciados uniformemente, se producirá una modulación en frecuencia de la componente de engrane. La modulación en frecuencias, aún para un tono puro, hará aparecer toda la familia de bandas laterales con una separación entre ellas igual a la frecuencia moduladora. Ya que en los engranajes los dos efectos de modulación son virtualmente inseparables, el espectro resultante deberá ser una combinación de bandas laterales producida por ambas modulaciones. Determinando la frecuencia a que se encuentran separadas las bandas laterales se puede detectar el origen de la rueda con problema. Defectos en el piñón generarán bandas laterales con una distancia entre ellas igual a las RPM del piñón. En forma similar, defectos en la rueda generarán bandas laterales separadas entre ellas por las RPM de la rueda. 6.8 PROBLEMAS EN ENGRANAJES 6.8.1 Problemas de Juego y Engranajes Oscilantes. Los problemas de juego y engranajes oscilantes normalmente generan una segunda armónica distintiva de frecuencia de engrane.

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Cuando el juego es excesivo, los engranajes pueden oscilar hacia un lado y otro y los dientes engranar en ambos lados en el lado de paso (pitch side). Como la parte superior del ciclo representa la línea de paso (pitch line), si se toman los datos en forma correcta, aparece una desviación o segunda armónica en la parte superior de la señal según se indicó en la figura 610. Cuando el juego está dentro de límites aceptables y existe problema en el sistema impulsor o de carga, los engranajes pueden oscilar hacia un lado y otro de manera similar. La amplitud de frecuencia de engrane y la segunda armónica pueden ser bastante altas cuando existen esos problemas.

Figura 6-10. Señal temporal y espectro para el problema de backlash. 6.8.2 Engranajes Desalineados y Excentricidad. Cuando la amplitud de las tres primeras armónicas de la frecuencia de engranaje son distintivas, los engranajes pueden estar desalineados o pueden estar excéntricos. Esto ocurre cuando el ángulo helicoidal cambia cerca de un extremo del diente. Cuando la excentricidad es significativa, la señal de vibración puede indicar desalineación. La amplitud armónica podría ser distintiva en varias maneras. La Figura 6-11 contiene la señal de tiempo y el espectro de frecuencia de un problema típico de desalineación en engranajes.

Figura 6-11. Señal temporal y espectro en Figura 6-12. Señal temporal y espectro frecuencia de desalineamiento de engranaje con marcas 6.8.3 Partes Planas y Marcas. Dan lugar a más de tres armónicas de frecuencia de engrane. Esas partes planas o marcas en el diente del engranaje son causadas por cortes defectuosos en el proceso de fabricación. Esas marcas pueden estar en forma vertical, desde la punta a la raíz del diente, y en algunos casos en ángulo con el diente. Las marcas leves no son un problema; las marcas notables si pueden ser un problema. Esas marcas en los dientes pueden

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generar armónicas mayores de la frecuencia de engrane. Este es un fenómeno que se manifiesta en múltiplos de la velocidad de giro. Si hay seis marcas en la zona de carga de cada diente, pueden generarse hasta seis armónicas de frecuencia de engrane. La Figura 6-12 muestra un espectro de frecuencia generado por computadora y la correspondiente señal temporal de un problema típico de marca. Hay seis armónicas presentes. El número de armónicas puede depender mucho del número de marcas en la zona de carga en cada diente. También, la amplitud de las armónicas puede depender de la profundidad de las marcas. 6.8.4 Engranajes Montados en un Eje Curvo. Si la curvatura en el eje afecta el engrane, la amplitud de engrane puede ser mayor y las bandas laterales alrededor de la frecuencia de engrane pueden producirse a velocidad de rotación de los ejes. La Figura 6-13 contiene una señal de tiempo y espectro de frecuencia que podría ser generado por un eje curvo. El truncado en la parte inferior de la señal de tiempo indica que el eje no puede moverse tanto en esa dirección.

Figura 6-13 Señal de tiempo y frecuencia de un eje curvo. 6.8.5 Partes Sueltas. Partes flojas en engranajes pueden indicarse de cualquiera de los siguientes modos y cualquier combinación de los mismos: 1. Las frecuencias fundamentales y armónicas de velocidad de engranaje o velocidad media de eje podrían causar flojedad. También puede haber ruido. 2. Cuando la amplitud de las bandas laterales en el lado de baja frecuencia de engrane es mayor que las bandas laterales superiores, se indica flojedad. También podría haber ruido bajo frecuencia de engrane y las bandas laterales. 3. Cuando se instala un engranaje en el eje de un motor y el cojinete está flojo en la carcasa, podría haber una cuarta armónica distintiva de la velocidad del motor. 4. Cuando la cuña o el cuñero se gastan, pueden generarse pulsos aleatorios. Una FFT en esos pulsos da ruido de banda ancha de menor amplitud. Si hubiere otros ruidos, la amplitud podría ser mayor. 5. Cuando no pueden generarse las frecuencias discretas de velocidad del eje y/o frecuencia de engrane más armónicas, o hay unas pocas líneas espectrales en la parte superior del ruido, esta banda ancha es producida por soltura.

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Cuando el ruido de banda ancha está por encima fuera de la línea base desde cero hasta alguna frecuencia por encima de la frecuencia de engrane, esto indica flojedad seria. La Figura 6-14 contiene el espectro de frecuencia que indica engranajes flojos. El ruido de banda ancha indica que los engranajes se están moviendo de modo impredecible.

Figura 6-14. Espectro de frecuencia de un engranaje severamente gastado. 6.8.6 Dientes quebrados, rajados o rayados y engranajes rajados o rotos. Todos esos problemas pueden generar un pulso a medida que el defecto pasa a través del engrane. Un engranaje roto puede generar muchas armónicas de velocidad de engranaje y/o ruido de ancho de banda dependiendo de cómo y dónde está roto el engranaje. El tipo de señal generada depende de cómo está roto y la extensión de la rotura del engranaje. Es difícil efectuar un diagnóstico preciso de engranajes rotos en el mejor de los casos, y a veces imposible. Esta dificultad ocurre porque el engranaje roto puede generar una amplia variedad de señales. El ruido de ancho de banda es causado por movimiento de manera impredecible. El o los pulsos generados pueden tomar una de las tres formas siguientes, es decir, pulso vacío, pulsos cuando una frecuencia natural es excitada, y pulsos cuando más de una frecuencia natural es excitada. La Figura 6-15 representa un pulso originado por la excitación de una frecuencia natural.

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Figura 6-15. Forma de onda y espectro de un pulso que contiene una frecuencia natural.

6.9 FRECUENCIA DE ENGRANE Y VELOCIDADES PARA ENGRANAJES PLANETARIOS. Los engranajes planetarios requieren fórmulas diferentes para cálculos de frecuencias. Cuando las líneas centrales del eje se mueven, como en el caso de un engranaje planetario orbitando alrededor de un engranaje solar, la velocidad de órbita debe ser agregada o restada, dependiendo de la dirección de la rotación para obtener la velocidad de engranaje efectiva. Un tren de engranaje planetario básico tiene cuatro componentes diferentes de velocidad, con direcciones rotativas según se muestra en la Figura 6-16. Ellos son velocidad de engranaje solar Ss, velocidad de engranaje planetario Sp, velocidad de engranaje de corona o anillo Sr, y velocidad de transportador Sc.

(a)

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(b) Figura 6-16. (a) Geometría de un engranaje planetario, (b) Rotación y direcciones del engranaje Las fórmulas empleadas para calcular la velocidad del engranaje sol y el externo son:

Nr  Nr    Ss = 1 +  Sr  xS c − 1 − Ns  Ns     Ns   Sc +  Sc − Sp Np   Ss = Ns Np

Cuando

Si

Sc

Sc

y

y

Sp

Sr

Son

Son

Conocidos

Conocidos

Nr Sr Ns Nr 1+ Ns

Cuando

Ss

y

Sr

Son

Conocidos

Ns Ss Np Ns 1+ Np

Cuando

Ss

y

Sp

Son

Conocidos

Nr Sr Np Nr 1+ Np

Cuando

Sp

y

Sr

Son

Conocidos

Ss + Sc =

Sp + Sc =

Sp + Sc =

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Las fórmulas para la frecuencia de engrane (GF) son: GF = (Sc – Ss) Ns GF = (Sp – Sc) Np GF = (Sr – Sc) Nr

Si Ss y Sc se conocen Si Sp y Sc se conocen Si Sr y Sc se conocen

6.10 DEFECTOS EN ENGRANAJES, MECANISMOS DE FALLA, PASOS DE ANÁLISIS Y MEDICIONES. Los defectos de engranajes en equipos de operación se deben a razones de diseño, fabricación, montaje, instalación de la caja de engranajes en la planta, mantenimiento y desgaste. Defectos de fabricación tales como corte, perforación, construcción, amolado, forma y endurecimiento generalmente aparecen en el engrane y sus bandas laterales. Defectos de instalación, tales como desalineación, pata coja y problemas de impulsor pueden inducir velocidades operativas o frecuencias de engrane. Los defectos de mantenimiento y desgaste incluyen rotura, picado, corrosión, rayaduras, estrías y abrasión. Sobrecargas, impacto y fatiga producen dientes descascarados, rajados y quebrados. El picado es causado por fatiga de la superficie que resulta de estrés por alto contacto. rayaduras son causadas por sobrecalentamiento y/o falla de lubricación. La abrasión resulta de la presencia de materiales extraños en la caja de engranaje. Los pasos siguientes son sólo una guía de cómo se debería llevar a cabo el análisis espectral de un tren de engranajes: El primer paso es reunir la geometría interna en el tren de engranajes a fin de calcular las frecuencias características que una máquina puede generar. Esto incluye el tipo de engranaje, número de dientes, número de reducciones, RPM, tipo de cojinete, número de bolas, diámetro de bolas, diámetro del pitch, ángulo de contacto, etc. A continuación se calculan todas las frecuencias que pueden ser generadas por la máquina. Ello puede incluir frecuencias de engrane, armónicas, subarmónicas, diferentes velocidades, frecuencias de paso de bolas, álabes, aletas, vanos, o frecuencias de paso de ranura. Deben conocerse estas frecuencias antes de seleccionar el transductor y de reunir los datos. El tercer paso es seleccionar los mejores transductores para las mediciones. A menudo debe usarse más de un transductor, particularmente cuando hay frecuencias altas y baja, y cuando hay instalados ejes y engranajes pequeños y livianos en cajas de engranajes o carcasas pesadas. El paso 4 es determinar el tiempo de medición, el período debería ser lo suficientemente largo como para obtener, al menos un promedio en el rango de frecuencia más bajo usado o la ventana más corta usada para zooms. Para la colección diaria de datos 30 segundos pueden ser suficientes. Para máquinas muy lentas o cuando el analista necesita los períodos para HTF, pueden requerirse varios minutos. Paso 5, cuando se procesan los datos, el primer espectro de frecuencia debería incluir al menos las primeras cinco armónicas de frecuencia de engrane. Luego se seleccionan otros rangos de frecuencia para brindar la resolución requerida, basados en las frecuencias presentes. Puede ser necesario ampliar varias frecuencias con una ventana de frecuencia lo suficientemente pequeña para identificar las diferencias de frecuencias entre las bandas laterales. El último paso es el de análisis, el cual consiste en relacionar las frecuencias calculadas a las frecuencias medidas.

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Por ejemplo: La Figura 6-17 contiene un espectro de frecuencia en el rango de 500 Hz usando 800 líneas de resolución y una ventana Hanning. Esta es la máxima frecuencia para el transductor usado. La escala sobre el eje “y” es 0.5 g. Generalmente, los datos deberían analizarse en las unidades de ingeniería del transductor usado para tomar los datos. Las líneas espectrales a 196.25 y 393.75 Hz. son frecuencias de engrane y la segunda armónica de la caja de engranajes secundarios. La línea espectral a 98.75 Hz podría ser la mitad de la frecuencia de engrane a 196.25 Hz. La línea espectral a 286.25 Hz es la frecuencia de engrane de la caja de engranaje primario. Los datos en la Figura 6-17 se obtuvieron mediante el procedimiento de ZOOM con una ventana de frecuencia de 20 Hz alrededor de la frecuencia de engrane secundario, 196 Hz. El Df entre 196.89 Hz y 187.09 es 9.8 Hz, que es dos veces la velocidad del engranaje planetario primario y secundario de 4.87 Hz .

Figura 6-17. Datos en aceleración muestra 1x y 2x de la frecuencia de engrane secundaria y 1x de la primaria

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Figura 6-18. Zoom con ventana de 20 Hz en frecuencia de engranaje secundario. Como 9,8 Hz está en el lado bajo de frecuencia de engrane secundario, esto indica que los engranajes pueden estar flojos. La medición de vibraciones de cajas de engranajes presenta un desafío al analista debido a la construcción de la unidad, tipo de transductor, requerimientos de montaje del transductor, rango de frecuencia, resolución requerida para separar frecuencias, y rango dinámico. La construcción de la caja de engranaje puede variar desde hierro fundido a acero liviano. En cajas pesadas con paredes gruesas, las señales sísmicas pueden ser atenuadas al punto donde los defectos del cojinete de rodamiento no son detectados. En cajas fabricadas livianas, el ruido puede ser tan grande que resulta difícil realizar un análisis. Puede ser necesario realizar promedios temporales sincrónico para realizar análisis. Sin embargo, los defectos del cojinete de rodamiento serán eliminados. Es mejor medir cerca de los cojinetes (Figura 6-19) en la dirección axial, en la zona de carga para todos los engranajes (excepto los engranajes rectos). Las mediciones radiales son para desbalanceo de masa, desalineación y distorsión. El transductor tipo usado dependerá de los componentes a ser analizados. En cajas de velocidad de alta potencia, las vibraciones de eje se miden con sondas de proximidad montadas en forma permanente. Esas mediciones se usan para detectar desbalanceo de masa, remolinos de aceite (oil whirl) y desalineación. En cajas de engranajes del tipo rodamiento, se usan transductores sísmicos (velocidad y aceleración) para detectar frecuencias de engrane y cojinete. La frecuencia de la señal determinará qué medida y/o transductor se usará. Los transductores deben montarse de acuerdo a la máxima frecuencia encontrada en el análisis. Para engranajes de alta velocidad/ frecuencia debe montarse un acelerómetro pequeño de un mV/g.

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Figura 6-19 Puntos de medición en cajas de engranajes.

Figura 6-20. Piñón Excéntrico

Figura.6-21 Modulación de la GMF por distorsión del engranaje

Figura 6-22. Espectro de un engranaje con desgaste. Zoom del mismo con un ancho de 80 Hz. La siguiente es una tabla que contiene descripciones de típicas fallas en engranajes y trenes de engranajes así como los síntomas que presentan. Se dan ejemplos de algunos casos.

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FALLA Engranaje Excéntrico Distorsión Daños Locales Errores de Fabricación Desalineación Poco Contacto entre Dientes Factores Comunes en dientes engranajes / piñón Dientes Rotos, Fisurados, Marcados Caja de Engranajes Normal Resonancias y Frecuencias Naturales Distorsión de la Caja de Engranajes Estructura Flexible Excitación Externa Frecuencia Fantasma Bombeo de Aceite Vibraciones Torsionales Factores Comunes Cojinetes de Película Lubricante Flojos o con tolerancias

SÍNTOMA Modulación de la frecuencia de engrane en 1x Modulación de la frecuencia de engrane por la frecuencia del mecanismo de distorsión. 4 cortes en un engranaje causa modulación en 4x Picaduras, rayaduras, abrasión – desgaste localizado en el diente debido a sobrecargas, sobrecalentamiento o sustancias extrañas Backlash (contragolpes), falta de perpendicularidad originan vibraciones excesivas Vibración excesiva a GMF Conjuntos de engranajes con factores comunes crean formas relacionadas a esos factores – conjunto de 26/108 dientes, GMF = 3250 Diente roto en el piñón origina pulsos en el dominio temporal y diferencias de frecuencias en el espectro Baja amplitud a la frecuencia de engrane (GMF) Vibraciones dominantes que no cambian la frecuencia con la velocidad. Se originan por impacto, descargas y/o variaciones de velocidad Vibración en 1x con múltiplos – armónicos de la GMF Movimiento relativo de la caja de engranajes junto a excesivas vibraciones en la GMF Origina movimientos del piñón relativo al engranaje dando lugar a la GMF con bandas laterales y armónicos Vibraciones que cambian con la velocidad pero no están relacionadas a la GMF – en general ocurren a frecuencias mayores y se originan durante el maquinado Originan ruido y vibraciones por excesivo movimiento de lubricante Causan ruido y vibraciones – La amplitud depende si están o no presentes resonancias – posible ½ GMF Un factor común de 5 origina frecuencias de 1/5 de GMF 1x con múltiplos – posiblemente excesivos armónicos de GMF con bandas laterales – posible subarmónicos

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Figura 6-23. Excesiva vibración en la frecuencia de engrane en un reductor de engranajes rectos. Problemas en el montaje. Zoom del espectro con un ancho de banda de 100 Hz.

Figura 6-24. Diente de engranaje roto.

Figura. 6-25. Distorsión de la caja de Engranaje

6.11 EJEMPLO DE ANÁLISIS EN UNA CAJA DE ENGRANAJES: La condición de trabajo actual de la caja de engranajes se refleja en el espectro de vibración. El desbalanceo, la desalineación, y la excentricidad serán manifiestos como componentes de frecuencias a la velocidad de giro de varios engranajes y a sus armónicos correspondientes. Imperfecciones uniformes de fabricación en los dientes, desgastes, o sobrecargas se manifiestan como un aumento en la componente de la frecuencia de engrane y sus armónicos, a y debido a efectos de modulación, se pueden encontrar una familia completa de bandas laterales alrededor de estas frecuencias. Consideramos el espectro de vibración de una caja de engranajes, que presenta una velocidad de entrada de 50 Hz y una de salida de 121 Hz, y una frecuencia de engrane de 1350 Hz. A bajas frecuencias, los picos dominantes se encuentran a la velocidad de salida de la caja, 121 Hz, y relativamente inesperado en el cuarto armónico a 484 Hz, debido a una coincidencia con una resonancia en el acoplamiento del eje. A altas frecuencias, se ve la frecuencia de engrane a 1350 Hz, mientras que el pico prominente a 1550 Hz se lo denomina ‘frecuencia fantasma’, originado por imperfecciones en el corte de los engranajes. Los picos que se observan aquí entre las dos familias de bandas laterales, representan modulación de frecuencias de 50 Hz y 121 Hz, las dos velocidades de ejes. Esta estructura de bandas laterales es vista con mayor

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claridad en la Figura 6-26, donde se realizo una expansión alrededor de la frecuencia de 1350 Hz.

Figura 6-26 Espectro de vibraciones de reductor muestra dos familias de bandas laterales 6.12 ANÁLISIS DE UN SISTEMA DE ENGRANAJES PLANETARIOS Se presenta a continuación un ejemplo de análisis de frecuencias en una caja de engranajes, que demuestra la utilización de técnicas de análisis de alta resolución en frecuencia, mediante la implementación de un Zoom FFT para propósitos de diagnóstico. Se trata de mostrar cómo obtener buenos resultados del análisis, con referencia particular a puntos en aplicaciones a cajas de engranajes. Para todos los análisis presentados se utilizaron las mediciones de vibraciones mecánicas provenientes de cajas reductoras epicicloidales entre un motor y un compresor. La Figura 6-27 es un diagrama de la caja epicicloidal analizada. En esta unidad los engranajes son conducidos por un motor sincrónico a una velocidad de 1500 RPM y la salida gobierna a un compresor a una velocidad de 12000 RPM.

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Figura 6-27. Caja epicicloidal del ejemplo Cuando se comienza a analizar una máquina es muy tentador el efectuar un espectro en frecuencias lo más amplio posible de manera de utilizar todos los recursos disponibles en nuestro analizador. En este caso, hay suficientes para efectuar un espectro de 10 kHz en una escala de amplitudes lineal, La Figura 6-28 muestra el resultado de esto, lo que parecería satisfactorio hasta que se mira a los datos con mayor detalle. Lo primero que debe realizarse es utilizar una escala de amplitud logarítmica, debido a que el rango dinámico del analizador FFT y los otros instrumentos es mucho mayor que el rango manejable por una escala lineal. Esto se realiza en la Figura 6-29, que muestra claramente que había mucha mas información disponible respecto de lo que se veía en un principio. Durante el monitoreo de la condición, es muy usual mirar los cambios que puedan presentarse en los niveles de amplitud de determinado rango de frecuencias. Por lo tanto, una resolución baja puede ser de utilidad, y además puede ofrecer ciertas ventajas, por ejemplo como una forma razonable de reducción de datos, y en emplear menor tiempo en la medición. Pero el problema en el diagnóstico radica en explicar porque el nivel a una frecuencia determinada ha cambiado, y ya que cada línea en el espectro puede tener una causa diferente, a menos que cada línea se haga visible, el análisis se torna imposible. El pico a 850 Hz en el espectro de 10 kHz de banda base, Figura 6-29 será examinado como el típico proveniente de una sección del espectro de la caja de engranajes. La Figura 6-30 es un análisis con Zoom de este pico con un span de 500 Hz (desde 600 Hz a 1100 Hz). Es claro de este análisis que el pico está determinado por la conjunción de un gran número de picos estrechos individuales que se han fundido juntos en la Figura 6-30 por la falta de resolución. Hay una componente de frecuencia muy cercana a 850 Hz (851,73 Hz) que es la mayor, pero hay muchas otras cercanas que son también de un valor significativo.

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Figura 6-28. Análisis en 10 KHz en escala lineal.

Figura 6-29 Análisis en 10 KHz en escala logarítmica

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Figura 6-30. Espectro de zoom en un pico de 850 Hz que muestra una aparente figura con bandas laterales. En esta caja de engranajes existen por lo menos, las seis frecuencias mostradas en la siguiente tabla, las cuales deben ser consideradas como fuentes. FRECUENCIA CARACTERÍSTICA

FRECUENCIA EN FUNCIÓN DE fO

Input shaft speed (spider) Output shaft (sun Wheel) Any given outer ring tooth on any planet Any given sun tooth on any planet wheel Any given planet tooth on the sun or the outer ring Toothmesh

fO 153 fO / 19

VALOR DE FRECUENCIA EN HZ 24,857 200,162

3 fO

74,570

f2

402 fO / 19

525,916

f3

134 fO / 57

58,435

f4

134 fO

3330,8

f5

NOMENCLATURA fO f1

Para ver como se combinan estas frecuencias, consideremos la línea a 851,73 Hz. Esta frecuencia puede ser producida por una de las siguientes dos combinaciones posibles: 2 x f1 – f2 + f3 o

f1 – 2 x f3

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Puede resultar difícil aproximar a esas combinaciones, pero es razonablemente sencillo escribir un programa para derivar las posibles combinaciones. Si se halla una serie que pueda existir para las combinaciones dadas arriba y no para otras, es lógico pensar que la primera combinación es la más factible de ser la correcta. Sin embargo, en este caso ambas series existen, de manera que ambas combinaciones deben asumirse como contribuyendo a la línea. El pico en 850 Hz que aparece en la Figura 6-28 y 6-29 es un buen ejemplo de dos fenómenos que pueden resultar decisivos. Como lo ha demostrado el análisis de Zoom anterior, el pico es más aparente que real, y un análisis más detallado muestra que el pico consiste de varios picos individuales, lo que resulta ser un fenómeno más concerniente al análisis de la conformación de la señal que un fenómeno físico real del equipo analizado. 6.13 ALGUNAS CONSIDERACIONES FINALES CON ENGRANAJES Los pasos tradicionales en el análisis de fallas de engranajes es el examen visual de las componentes falladas. Engranajes, ejes, cojinetes, apoyos, sistema de lubricación y sellos. En estas situaciones es de utilidad conocer las cargas externas aplicadas en los equipos conductores y conducidos a fin de poder diferenciar entre diferentes tipos de fallas. Un aspecto extremadamente importante en la investigación de una falla es la utilización del análisis metalúrgico a los fines de determinar si el engranaje tenía las propiedades físicas especificadas en el diseño. Hay un gran número de defectos potenciales que se pueden encontrar solamente si se secciona el componente para obtener especimenes metalúrgicos. Estos defectos incluyen, tamaño del grano excesivo, inclusiones no magnéticas, grietas, fisuras y plegamientos, carburos no disueltos, retención de excesiva cantidad de austenita, productos de transformación intermedios, excesiva descarburación, nitruración, etc. Especial atención debe prestarse durante la investigación de la falla al montaje de componentes, para establecer el grado (si existe) en el cual la desalineación haya sido el origen de la falla. Estas pueden haber sido originadas por errores en la fabricación de componentes, o inducidas por deflexión del eje debido a la carga sobre el mismo, montaje de cojinetes o por los apoyos del mismo. Es esencial verificar la correcta lubricación. Esta es importante por dos motivos: minimizar la fricción por rozamiento y eliminar calor. Si el espesor de la película lubricante es adecuada y el lubricante limpio se minimiza el problema de desgaste. A veces el lubricante suministra protección contra la corrosión. Algunas aplicaciones requieren lubricantes con aditivos a fin de realizar diversas tareas, pero también ocurre que el lubricante falla, sus compuestos químicos se rompen con el tiempo, ya sea por calor o por reacciones extrañas con elementos químicos del ambiente. Analicemos brevemente algunos de los mecanismos de falla indicados en la tabla 6.2. 6.13.1 Desgaste. El desgaste en la superficie de los dientes de engranajes ocurre cuando el material de las áreas de contacto se va desgastando hacia fuera durante la operación. El desgaste puede determinarse por inspección visual, tamaño de las partículas presente en el análisis de aceite, dureza de la superficie de los engranajes, el perfil de carga en operación. Los diferentes tipos de desgaste se pueden agrupar en las siguientes categorías: • Desgaste normal (superficies pulidas, desgaste moderado y excesivos). • Desgaste abrasivo • Desgaste corrosivo

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El primer caso ocurre en engranajes que han trabajado un tiempo considerable con una lubricación adecuada, las superficies aparecen pulidas. Es una situación que indica muy poco desgaste. El desgaste moderado aparece cuando el espesor de película de fluído no es suficientemente grueso, comenzando a notarse una especie de acanaladura a la altura del círculo primitivo. El metal se desgasta en las zonas del círculo de raíz (dedendum) y del círculo de cabeza (addendum). El caso de desgaste excesivo ocurre cuando el espesor de película lubricante es muy pequeña con lo cual se removerá mucho material del diente, a tal punto que es posible esperar la rotura del mismo, o simplemente que trabaje en una forma no satisfactoria. El desgaste abrasivo ocurre cuando se encuentren presentes partículas extrañas en el lubricante con un tamaño que es del orden o superior al espesor de la película. En la mayoría de los casos este tipo de desgaste puede reducirse si se limpia cuidadosamente el lubricante. Por último, el desgaste corrosivo en la superficie de los dientes de engranajes es el resultado de una acción química que ataca al material.

Figura 6-31. Desgaste corrosivo. Este engranaje muestra como la superficie de los dientes fue atacada químicamente Los factores activos pueden provenir de fuentes externas a la caja de engranajes o estar dentro del lubricante mismo. En el primer caso pueden entrar a través de respiraderos, sellos, juntas o empaquetaduras, en la caja o a través de aberturas en el sistema de lubricación. En el segundo, los factores activos son el resultado de una descomposición química dentro mismo del lubricante, lo cual puede ocurrir en aquellos que contienen aditivos que suelen descomponerse por efectos de altas temperaturas, formando compuestos químicos muy activos. 6.13.2 Rayados o Estriados (Scoring). Bajo ciertas combinaciones de carga, velocidad, combinaciones de material-lubricante y temperaturas de operación, se supone que la película lubricante se separa de los perfiles activos del diente que engrana a causa de temperaturas producidas por altas cargas permitiendo el contacto metal-metal que resultan en una acción alternada de precipitación y soldadura que da lugar a un tipo de estriado denominado Scoring, que en algunos casos el diente se ve lo suficientemente deteriorado como para afectar la performance de engrane. Desde el punto de vista de predictivo el tipo de estriado que más nos importa es el conocido como scoring destructivo. Este tipo de defecto se caracteriza por la remoción de una cantidad significativa de material que se puede extender desde el círculo de raíz al de cabeza. Si la carga está suficientemente concentrada en la circunferencia primitiva, es posible la ocurrencia de picaduras (pitting) a una velocidad tal que el diente no se puede recuperar en su esfuerzo por redistribuir la carga. En general el defecto de scoring suele ocurrir al poco tiempo que los engranajes se ponen en servicio si es que este defecto va a ocurrir, por lo que da indicaciones tempranas si el diseño posee la precisión adecuada, si los engranajes ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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se alinearon apropiadamente o si el diseño es deficiente en algún aspecto. Dado que el estriado (scoring) se produce por la rotura de la película lubricante, es posible ejercer cierto grado de control del mismo a través del lubricante, por ejemplo cambiarlo por lubricantes de viscosidad mayor o considerar el uso de aditivos.

(a)

(b)

Figura 6-32. Scoring destructivo. (a) En este caso el estriado ha tenido lugar por encima y debajo del círculo primitivo por lo que se ven picaduras a la altura del mismo. En estas condiciones el engranaje termina fallando, (b) Este es un caso de scoring localizado. El engranaje muestra una figura definida que se repite 6.13.3 Fatiga Superficial. Son el resultado de aplicaciones repetidas de tensiones de compresión en las áreas de contacto del diente. Este tipo de fallas se caracteriza por pequeñas picaduras en la superficie del diente. Son la resultante de tensiones subsuperficiales que sobrepasan los límites de resistencia del material. El fenómeno es conocido como picado (“pitting”) del material, y se clasifica en pitting inicial, pitting destructivo y astillado (“spalling”). El “pitting” destructivo se caracteriza por picaduras grandes y suele observarse en primera instancia en la región del círculo de raíz del engranaje conductor, en cuyo caso en estas áreas no pueden transportar cargas. A medida que se van formando las picaduras, la carga se traslada a zonas adyacentes que luego se transforman en picaduras que tampoco no transportarán carga. De este modo,el pitting procede sobre todo el diente hasta que queda totalmente destruido. El “spalling” (astillado) es una forma de “pitting” donde ocurren picaduras grandes poco profundas. Tanto el “pitting” destructivo como el “spalling” generalmente indican que el engranaje está cargado considerablemente, en exceso de la capacidad de la geometría y/o materiales del mismo. Cambios en el material o en algunos casos en la dureza del material puede ser suficiente para eliminar al pitting destructivo.

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(a)

(b)

Figura 6-33. Pitting destructivo. (a) Tuvo lugar predominantemente en la región del círculo de raíz, (b) Spalling en estado avanzado en la región de mayor carga del diente 6.14 ANÁLISIS DE UN MULTIPLICADOR PLANETARIO Un multiplicador planetario de velocidad de 1370 RPM a 6000 RPM como máximo de una potencia de 6000kW de una bomba de alimentación de una central térmica. La velocidad máxima de operación alcanza las 5798 RPM para un caudal de 500tn/h. La corona que gira con el eje de entrada es de 105 dientes, los satélites estacionarios son de 40 dientes y el piñón de salida es de 24 dientes. Las frecuencias esperadas del multiplicador para 5798 RPM son: Fr2 frecuencia de rotación de la bomba = 96,63 Hz Fr1 frecuencia de rotación eje de entrada = 22,09 Hz Fe frecuencia de engrane = 2319,2 Hz Frs frecuencia de rotación de los satélites = 57,98 Hz

Figura 6-34. Espectro a 5798 RPM, se observa la frecuencia de engrane y su armónica 2

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La caja multiplicadora sufrió una avería que daño los engranajes satélites, se hicieron construir los satélites y el piñón de salida quedando la corona que no presentaba daños ni desgaste. Esto trajo aparejado un problema de hermanado del conjunto y con problemas por la terminación superficial de los dientes de los satélites y del piñón de salida. La figura 6-34 muestra el espectro en aceleración horizontal en un ancho de banda de 5 kHz donde aparece la frecuencia de engrane fe = 2319Hz y la armónica 2x con bandas laterales. La figura 6-35 es el espectro vertical ampliado entre 1000 y 3500 Hz donde se aprecia las bandas laterales de modulación con el eje de salida del multiplicador.

Figura 6-35. Espectro en dirección vertical ampliado para observar las bandas laterales de 96.6 Hz del eje de salida. El espectro de velocidad horizontal (figura 6-36) tiene las amplitudes principales en las frecuencias de 57,99 Hz de giro de los satélites, 96,6 Hz del piñón, 22,1 Hz de la corona y una frecuencia fraccionaria de 19,26 Hz que corresponde a 1/5 de la rotación del piñón o también 1/3 de rotación de los satélites, es la frecuencia en la que se repite el encuentro de los dientes del piñón y de los satélites.

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Figura 6-36. Espectro de velocidad en donde aparecen las frecuencias de giro del piñón, de los satélites y otras componentes que son fracciones de esta. En el espectro de envolvente se aprecia con más claridad estas frecuencias fraccionarias, figura 6-37. La envolvente de la señal pone en evidencia la modulación que sufre la señal de vibración, en su espectro aparecen las frecuencias de modulación que son el giro de cada elemento más componentes fraccionarias de 19,26 Hz factor común entre los satélites y el piñón, y 2,762 Hz debido al factor común entre corona y satélites. La existencia de estas componentes fraccionarias es un indicador de un engrane no uniforme entre los engranajes.

Figura 6-37. Espectro de envolvente de la señal horizontal En la figura 6-38 tenemos la señal temporal horizontal y la referencia de fase F2 del giro de la bomba, eje de salida, con 500 promedios sincrónicos en el dominio temporal, donde elimina todas las componentes de la señal de vibración que no tienen relación con el giro del eje, la amplitud 4,19g (respecto de 6,01g RMS de la señal inicial promediada en el espectro) es toda

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función del giro del piñón, la modulación de la señal es debido a debido a leve excentricidad del piñón. Como conclusión se tiene que las amplitudes de la caja multiplicadora son altas en aceleración principalmente en cargas. La vibración son debidas a la frecuencia de engrane con modulación con el giro del piñón de salida, los satélites y la corona, por un posible defecto de excentricidad o contacto de dientes entre ellos. Las recomendaciones que se hicieron a la planta es realizar controles periódicos de las vibraciones para monitorear la evolución del estado de los engranajes.

Figura 6-38. Forma de onda de aceleración horizontal y la fase del eje de salida con promedios sincrónicos se observa la modulación de la señal.

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7. TURBINAS DE VAPOR

Un turbogrupo de vapor se compone de los siguientes elementos: • • • •

Turbina Generador Instalación de condensación Tuberías de unión para vapor, aceite y agua.

De acuerdo a su potencia una turbina de vapor consta de una o varias máquinas acopladas entre sí. Sobre el eje y en sentido periférico, se disponen varias filas de álabes móviles, frente a las que hay, en la carcasa, otras de álabes directrices. La energía térmica que contiene el vapor se transforma en los álabes móviles y directrices en energía mecánica, que se transmite mediante el eje. Para el funcionamiento seguro durante el servicio de una turbina de vapor es condición previa, que el rodete ocupe y mantenga una posición exactamente centrada respecto de la carcasa. En la figura 7-1 se observa una vista en sección de una turbina.

Figura 7-1. Vista general de una sección de turbina Para lograr un buen rendimiento el vapor que entra a la turbina ha de incidir, en la mayor medida posible, sobre los sistemas de álabes de la máquina y no pasar a su lado o escapar por los puntos de paso de los ejes a través de la carcasa. Por este motivo es que se reducen lo máximo posible las holguras radiales entre los álabes móviles y la carcasa, así como entre los álabes directrices y la superficie del eje. Las obturaciones del eje cierran el recinto de vapor en

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los dos puntos de salida del eje respecto al exterior y separan entre sí los recintos sometidos a presiones diferentes, en el interior de la turbina. Bajo los efectos del calor adicionado a través del vapor, los materiales utilizados experimentan ciertas modificaciones. Durante el servicio y debido a los efectos de la temperatura, se alarga el eje de la turbina, aumentando también su diámetro. De igual modo se comportan las carcasas. A esto hay que añadir que no son iguales la dilatación de las partes fijas y de las móviles, debido a que son diferentes las influencias térmicas y distintos los coeficientes de dilatación. Por consiguiente, durante el montaje de la turbina hay que cerciorarse que las holguras axiales entre los álabes móviles y los directrices, así como entre los cierres laberínticos dentro de la turbina, estén ajustados de modo que no puedan producirse roces axiales durante el servicio. La posibilidad de dilatación térmica de la carcasa ha de quedar garantizada tanto en el sentido axial como en el radial. El eje de una turbina está apoyado normalmente sobre dos cojinetes radiales dispuestos en los pedestales correspondientes. En la mayoría de los casos, la carcasa de la turbina se apoya también sobre dichos pedestales. El punto fijo del eje de una turbina está constituido por un cojinete axial, mientras que la fijación de la carcasa se realiza entre los pedestales de los cojinetes y la placa de base. En turbinas de vapor de varias carcasas, que se abastecen de vapor sucesivamente o en paralelo, los ejes están acoplados entre sí, formando un solo sistema. Por este motivo es que hay un solo cojinete axial para varios ejes. Las carcasas están axialmente unidas entre sí a través de los pedestales de cojinetes intermedios y tienen un solo punto fijo (figura 7-2).

Figura 7-2. Turbina de vapor de varias carcasas Los ejes de las turbinas giran sobre cojinetes radiales con lubricación por aceite a presión. Cada turbina tiene un dispositivo central de aceite, que se utiliza al mismo tiempo para el sistema de regulación.

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Todos los turbogrupos cuentan con sistemas de detección y diagnóstico de fallas que aumentan considerablemente la seguridad de servicio de la máquina. En general los diferentes transductores monitorean: • • • • • • • •

Temperaturas en los cojinetes Temperaturas y presiones de vapor Presiones de aceite Vibraciones del eje y apoyos de los cojinetes Dilataciones relativas de los ejes Posiciones de válvulas de cierre rápido Temperaturas de las carcasas Niveles de agua en los precalentadores y condensador

7.1 TIPOS DE VIBRACIONES MÁS COMUNES EN LAS TURBOMÁQUINAS La rentabilidad de la instalación de turbinas depende en alto grado de la seguridad de servicio. La disponibilidad de la máquina es un exponente de dicha seguridad. Está influenciada principalmente por daños ocurridos en las partes principales de la máquina, es decir, en el rodete y en la carcasa. Los daños primarios de pequeña importancia o las irregularidades del servicio pueden motivar otros daños en estas piezas, cuyas reparaciones, de mayor envergadura, van ligadas a costes y pérdidas de tiempo de importancia. Las turbomáquinas son inherentemente confiables dado que tienen pocas partes móviles, pero en ocasiones, es posible que sufran algún tipo de roturas que las saque fuera de servicio. Naturalmente, si la unidad ha sido cuidadosamente instalada, mantenida y operada, se deberían minimizar tal hecho. Es posible considerar los siguientes grupos principales de daños: • • • • •

Daños por exceso de velocidad de rotación. Sobrepasar las holguras axiales y radiales en los sistemas de álabes o en las juntas de los ejes. Daños en los cojinetes. Daños o fenómenos de desgaste en las carcasas, en los sistemas de álabes y en diversas partes, motivados por haber establecido estados de marcha inadecuados. Desgaste en piezas que por estar sometidas a una elevada carga, presentan una menor duración que las partes principales de la máquina.

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Figura 7-3. Fallas en una unidad turbogeneradora En la figura 7-3 se identifican los problemas de vibraciones más comunes. Problemas específicos con el rotor incluyen: resonancias mecánicas o acústicas, desbalanceo (debido a una multitud de causas), cargas externas (por ejemplo: desalineación entre máquinas), precargas internas (por ejemplo: desalineación entre componentes de una máquina), falla en cojinetes, pulsaciones, cavitación, roces radiales y axiales, rotores curvados térmica o mecánicamente, desgaste en engranajes, problemas de inestabilidad, pérdida de lubricación, partes sueltas o flojas, ejes, álabes o impulsores fisurados. Fallas estructurales incluyen problemas en los soportes de los cojinetes, fuerzas excesivas en las cañerías, resonancias en la carcasa y fundación, partes flojas, insuficiente fundación estructural, fallas en los materiales de la misma y alabeo térmico de la carcasa. En general, la detección del malfuncionamiento del rotor se puede lograr por medio de un sistema de monitoreo que mida las vibraciones del eje relativo a la cajera del mismo, con excepción de aquellos tipos de problemas que se manifiestan en las altas frecuencias. 7.1.1 Problemas Típicos A. Desbalanceo El caso de desbalanceo se presenta siempre a 1X RPM en todo el rango de velocidades, con una flexión pronunciada a las velocidades críticas, especialmente en las superiores. Naturalmente, esta respuesta depende de la localización del desbalanceo. Suelen ocurrir problemas serios cuando la velocidad de giro está por encima de 1.8 veces la primera velocidad crítica, debido a la necesidad de balancear en más de tres planos. Se han encontrado también serios problemas con rotores largos y delgados que giran por encima de 2.5 veces la primer crítica. Para corregirlos es necesario desmontar el rotor y balancear cada componente por separado en forma muy precisa, en una balanceadora y repetir

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el procedimiento una vez rearmado el conjunto. De este modo, las correcciones al desbalanceo se llevan a cabo en el lugar donde la misma ha ocurrido. Es importante tener en cuenta que el rebalanceo se efectúe una vez que se ha enfriado uniformemente cada componente del rotor luego de su armado. Este enfriamiento suele tomar aproximadamente 24 horas en un ambiente adecuado. Los mismos problemas básicos existen con rotores de disco integrales. El procedimiento de balanceo se efectúa en estos casos por métodos estadísticos (como el de cuadrados mínimos). Otro tipo común de desbalanceo de rotores se origina por efectos de distorsión térmica. En este caso, las turbinas se ven más afectadas que los compresores y motores, curvándose el eje en forma de arco cuando el mismo alcanza temperaturas elevadas de trabajo. Esta curvatura no endereza con el tiempo a menos que el rotor sea enfriado. Por esta razón, algunos fabricantes someten los rotores de turbina a un test de calor - estabilidad, haciéndolos rotar lentamente en un horno mientras la temperatura se aumenta y disminuye varias veces, tomando varias lecturas como en un runout en diversos puntos del rotor. Este tipo de ensayo no se realiza con rotores de compresores, bombas y motores eléctricos. La primera vez que un rotor se calienta, el mismo se curva en forma temporaria hasta que toda su superficie se oxida en forma pareja. Este fenómeno se puede observar durante el primer arranque de una turbina, por lo que no se lo puede tomar como representativo de su verdadero estado y por lo tanto no es necesario tomar acciones correctivas, a menos que la máquina haya sido re arrancada y parada varias veces. Los rotores de turbinas también toman una forma curva ante un cambio rápido de la temperatura del vapor o gas. Como regla práctica, se considera que las fluctuaciones de la temperatura del vapor no deben exceder aproximadamente los 4.5 ºC/min. B. Distorsión Otro defecto típico es distorsión, que origina problemas de vibraciones en forma indirecta, ya sea generando desalineación entre máquinas conductora y conducida, roces internos o contacto desigual en los cojinetes; los que a su vez transmiten fuerzas al rotor que causan desbalanceo o una variedad de tensiones en la película de aceite de los cojinetes y fricciones. No hay una frecuencia característica para distinguir el fenómeno de distorsión, aunque 1x es la más común. Además, la carga sobre los soportes de la carcasa puede traer una serie de problemas de resonancia. Fuerzas debidas a las cañerías y distorsión en las fundaciones originan este tipo de problemas. Bases y fundaciones que están expuestas a las inclemencias del tiempo suelen tener distorsiones térmicas. Obviamente, el remedio más barato es protegerlas por medio de un techo lográndose una mejora significativa. Un tipo similar de problemas ocurre cuando la base o fundación está localmente calentada por conductos de vapor o por un aislamiento pobre de las partes calientes de la máquina. En este caso, la placa de asiento puede curvarse y aflojarse de su base de cemento, originando serios problemas de vibraciones. Placas de asiento de acero pueden alabearse tanto por tensiones térmicas como por fuerzas de conductos. Otro tipo de distorsión suele originarse en soportes de unión o deslizantes debido a una lubricación inadecuada.

C. Desalineación

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La desalineación origina fuerzas de fricción o deflexión en el acople, lo que a su vez causa fuerzas sobre los cojinetes que amplifican a las primeras. Es posible que además se creen fenómenos secundarios, tales como resonancias armónicas que pueden ser muy severas. En acoplamientos con engranajes el fenómeno de desalineación se manifiesta en 2x RPM, aunque suelen observarse también en 1x. Las fallas tienden a ocurrir en los sellos, acoplamientos, cojinetes o extremos de ejes. La desalineación en acoplamientos puede originarse por expansión térmica del soporte de la carcasa, distorsión térmica de la placa de asentamiento de la misma o fuerzas que se originan en las cañerías que deflectan la carcasa y su soporte. Los problemas de fundación aparecen cuando la unidad es montada sobre placas de acero, que en general son bastante flexibles, al menos en la dirección horizontal, y que en general tienen insuficiente masa y frecuencias de resonancias impredecibles. La alta conductividad térmica del acero ayuda considerablemente a agravar el problema. D. Velocidad Crítica Cada unidad debe montarse sobre fundaciones individuales a fin de controlar frecuencias de resonancias y prevenir la transmisión de las vibraciones. Las frecuencias de resonancias deben sintonizarse de modo que no interfieran con la operación de la máquina. La velocidad crítica es la velocidad a la cual un eje se alabea, ya que incluso pequeños desbalanceos dan lugar a deflexiones del eje debido a las fuerzas centrífugas. Este fenómeno difiere de la frecuencia de resonancia en el sentido de que el eje no vibra hacia atrás y adelante, sino que rota con un alabeo creciente. Por consiguiente si no se controlan las deflexiones, el eje se debería doblar antes que fallar por fatiga como sería el caso de una resonancia. Hay una gran cantidad de problemas que se podrían evitar si se distingue adecuadamente entre ambos conceptos. Por ejemplo, si un diseñador considera una velocidad crítica como una resonancia, colocará cojinetes de diámetro muy pequeño y diseño inadecuado, careciendo de esta forma la estructura de soporte de la masa y su rigidez (figura 7-4).

Figura 7-4. Gráfica de vibración de una turbina El remedio puede originar entonces un batido inducido por fricción en aquellos rotores con problemas de velocidad crítica. La mayor parte de las máquinas de altas velocidades con un rango de operación amplio presentarán una o más velocidades críticas dentro del mismo, debido a la interacción del rotor, cojinetes y fundación, que hace imposible poder evitarlas. El

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diseñador debe asegurarse que las amplitudes de trabajo se encuentren dentro de los límites fijados por las normas, aún con desbalanceos que ocurran en operación. E. Partes Flojas Una clase muy común de problemas está relacionada a partes flojas, particularmente con velocidades de trabajo altas. A menudo estas vibraciones se pueden confundir con otro tipo de fallas, resultando en paradas largas debido a que el problema real no responde al tratamiento prescripto. A menudo la cantidad de parte floja que se necesita para producir amplitud grande de vibraciones es equivalente a una milésima de pulgada. En una turbina las fuentes potenciales de este tipo de problemas suelen estar en los asientos del cojinete o en la fijación de la carcasa a la base. F. Roces El propósito de los límites impuestos por las normas a las vibraciones de ejes es prevenir roces en partes metálicas. No ocurre un daño real hasta que el rotor haga contacto con el metal estator. Por supuesto, los roces no son la causa de ninguna falla, más bien ellos son el efecto de algún otro tipo de inconvenientes, tal como problemas en conductos y fundaciones, choques térmicos, etc. En el dominio de las frecuencias, este fenómeno no tiene una característica definida y a menudo incluyen las frecuencias de resonancias del rotor o estator, por lo que el análisis frecuencial no es tan simple como en el caso de los otros efectos. Un tipo de roce que es muy importante se refiere al denominado remolino en seco. En este caso, el rotor rueda dentro de las tolerancias del estator de la misma manera que lo hace un engranaje planetario, generando señales en la región de las altas frecuencias, y a menudo ultrasónica debido a las pequeñas diferencias de diámetro entre rotor y estator. Esto puede ocurrir, por ejemplo, cuando los álabes de impulsores abiertos, o camisas de impulsores cerrados, golpean radialmente contra la camisa estacionaria si la flexibilidad del rotor y/o cojinete permite esta clase de órbita. El remolino en seco tiene mayor probabilidad de ocurrir mientras el rotor pasa a través de una crítica, cuando el eje no tiene flexibilidad. G. Vibraciones en Álabes En las turbinas de vapor, al igual que en otras máquinas de flujo axial tal como turbinas de gas y compresores centrífugos axiales, los álabes son los componentes principales de conversión de la energía. En su funcionamiento ellos deben soportar los esfuerzos impuestos por el fluido de proceso y la fuerza centrífuga. Las tensiones dinámicas resultantes de la excitación de los álabes por parte del fluido de proceso deben ser cuidadosamente evaluadas a fin de evitar fallas por fatiga. Indudablemente, el criterio de diseño impone la determinación de la frecuencia natural de los álabes y el conocimiento de la amplitud y frecuencia de la fuerza excitadora. Obviamente, si la frecuencia de ésta coincidiera con una de las frecuencias naturales del álabe, éste entraría en resonancia, teniendo amplitudes importantes de vibración con el consiguiente riesgo de romperse por fatiga. Dado que el mecanismo de excitación es predecible, el objetivo del diseño consiste en que las frecuencias naturales de los álabes estén alejadas de la frecuencia de excitación. Difícilmente un álabe se rompe por fatiga si no está en la condición resonante. La figura 7-5 muestra los modos normales de vibración de un álabe, los cuales se clasifican en tangencial, axial y torsional.

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Figura 7-5. Diferentes modos de vibración de un álabe

(a)

(b) Figura 7-6. Frecuencias de excitación

Las frecuencias excitadoras están dadas esencialmente por la frecuencia de pasaje de toberas y las frecuencias resultantes de la velocidad de rotación de la máquina y sus componentes armónicos. Los álabes de las turbinas son sometidos a excitaciones periódicas al pasar frente a cada una de las toberas, las cuales están uniformemente distribuidas en un sector circunferencial. Las figuras 7-6 (a) y (b) esquematizan este tipo de excitación, cuyo período es igual al tiempo que le lleva al álabe recorrer la distancia entre una tobera y la siguiente. La frecuencia correspondiente a este período está dada por el producto del número de toberas multiplicado por la velocidad de rotación del eje. También los álabes son sometidos a otros tipos de excitaciones dadas por la frecuencia de rotación de la máquina y múltiplos de la misma. Estas pueden ser de naturaleza interna o externa, aunque en la mayoría de los casos son internas y se deben a discontinuidades en la trayectoria del flujo de vapor previo al pasaje por los álabes. Las turbinas de vapor también manifiestan importante actividad vibratoria en la frecuencia de pasaje de los álabes y sus múltiplos superiores tal como se muestra en la figura 7-7. Cuando se calcula la frecuencia de pasaje de álabes se debe considerar la cantidad total de una etapa, incluyendo los faltantes o espacios no ocupados, ya que la frecuencia de pasaje de álabes está dada esencialmente por el espaciado entre ellos.

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Los álabes faltantes generarán componentes armónicas y quizás afecten la amplitud de la excitación pero no su frecuencia fundamental. Por esta razón, en una turbina que tenga una rueda con 67 álabes más un espacio ciego para la inserción de álabes, la frecuencia de pasaje será 68 por la velocidad de rotación.

Figura 7-7. Frecuencia de pasaje de los álabes H. Vibraciones Debidas a Batido de Vapor Este fenómeno se ha manifestado en turbinas de vapor de alta presión cuyos rotores son de diseño esbelto, es decir, tienen ruedas de diámetro pequeño respecto a la distancia entre cojinetes. El fenómeno vibratorio se caracteriza por ser una vibración de frecuencia subarmónica producida por fuerzas que se originan por la acción del vapor entre las partes estacionarias y rotativas, tales como los sellos extremos e intertapas del eje. I. Vibraciones Debidas a la Admisión Parcial de Vapor Se produce en turbinas de alta presión como consecuencia de la cantidad de válvulas de admisión de vapor y su secuencia de apertura. La experiencia operativa muestra que en algunas turbinas este fenómeno se ha manifestado durante su puesta en marcha de la siguiente manera: Hasta una cierta velocidad la turbina tiene un comportamiento vibratorio aceptable pero a partir de la misma y como consecuencia de la apertura de una de las válvulas de vapor se manifiestan vibraciones importantes en la componente rotacional. J. Vibraciones en Turbinas de Gas En éstas, al igual que en los compresores centrífugos axiales, el espectro de vibraciones se caracteriza por ser más complejo que el resto de las maquinarias. Para poder efectuar un análisis detallado, se debe tener información sobre la cantidad de álabes (rotóricos y estatóricos) de cada etapa, tanto de la caja compresora como de la turbina de potencia propiamente dicha. Para estas máquinas el uso de acelerómetros es más aconsejable, ya que las frecuencias de interés para el diagnóstico se encuentran por encima del rango de utilización de los sensores de proximidad. La figura 7-8 muestra los espectros de frecuencia correspondientes a tres tipos de turbinas de gas.

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Figura 7-8. Espectros de frecuencia para tres turbinas de gas K. Fisuras de Ejes Hoy en día la práctica operativa (particularmente en máquinas generadoras de potencia) ha impuesto severas condiciones de tensiones térmicas y mecánicas sobre los rotores. Una de ellas ocurre cuando se debe recurrir a continuos arranques y paradas de las máquinas. Cuando se opera de esta manera, algunos rotores son susceptibles de sufrir fisuras por fatiga del material. Otra tendencia que se viene generando desde hace varios años ha sido el diseño de grandes generadores de turbina (mayor a 1000 MW). Este tipo de maquinarias es aún más susceptible de sufrir cierto tipo de fallas, incluyendo fisuras de ejes. Esta tendencia en el uso y diseño de este tipo de máquinas ha contribuido a un dramático incremento en el número de incidentes con ejes fisurados. Algunas fisuras se han desarrollado en rotores nuevos o reparados debido a fallas de diseño. En general, las fisuras tienden a desarrollarse en una etapa temprana de la vida del rotor luego de realizada la puesta en servicio o luego de su reparación. Las fisuras también pueden ocurrir en rotores que han operado por muchas miles de horas sin falla alguna, debido a efectos de corrosión bajo tensiones, severos desalineamientos y otros factores. Estos problemas pueden desarrollarse en muchos tipos de máquinas rotantes, grandes o pequeñas. Como consecuencia del incremento de ejes fisurados, las compañías han incrementado el uso de sistemas de monitoreo con diversas capacidades, según sea el proveedor, pero todos ellos con capacidad de detección de fisuras de ejes. La razón es obviamente simple: las fallas de este tipo son catastróficas y las empresas, ya sea desde un punto de vista económico, de seguridad o de imagen pública, no pueden tener un incidente de esta naturaleza. Dado que otra clase de malfuncionamientos da lugar a síntomas similares a las condiciones experimentadas en fisuras de ejes, es importante disponer de métodos adecuados de análisis que permitan diagnosticar su ocurrencia. Dos son los síntomas fundamentales que ocurren a la velocidad de operación: cambios inexplicables en 1x de la vibración del eje, ya sea en amplitud ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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y/o fase y la aparición de valores en 2x, que pueden o no ocurrir a la velocidad de operación del rotor. El síntoma primario de la existencia de fisura es un cambio en la amplitud y/o fase de la línea espectral en 1x. A este fin, el medio más efectivo es la medición de la tendencia de las vibraciones del eje, a la velocidad de operación. Los cambios en la amplitud y fase sincrónica, se deben al curvado del eje que se produce como consecuencia de una fisura asimétrica transversal. En los casos observados de fisuras que se han desarrollado hasta un 50% de su longitud, la amplitud en 1x sólo comenzó a aumentar en la etapa final del desarrollo de la misma. El segundo síntoma, la línea en 2x, se origina por la asimetría del eje, resultante de la fisura transversal (que causa la asimetría) y de una carga estacionaria radial. En rotores horizontales, la carga radial se puede deber a la gravedad. En máquinas verticales puede deberse a desalineación o al flujo de fluido. La frecuencia en 2x domina en especial cuando la velocidad de la máquina es aproximadamente igual a la mitad de una frecuencia de resonancia del rotor. 7.2 SISTEMA DE MONITOREO DE VIBRACIONES EN TURBINAS La mayoría de los sistemas de monitoreo disponibles en el mercado hoy en día se pueden clasificar en aquellos utilizados como simples medidores de vibración para protección por disparo de una acción sobre la máquina, los de monitoreo periódicos y por último en los de seguimiento continuo de las vibraciones y otros parámetros de proceso. El primero de ellos basa su acción en la medición del valor global de una medición, actuando solamente cuando dichos valores superan un valor de alerta y alarma predeterminados. Estos sistemas detectan la señal utilizando alguna forma de rectificación y circuito de amplificación, que se compara con los niveles de alarma colocados para iniciar la acción de disparo sobre la máquina. Hay diferentes clases de circuitos, realizados sobre la base de una detección pico a pico, cero a pico RMS, en donde la elección depende del sensor utilizado. Este tipo de equipamiento es de amplio uso en las turbomáquinas, aunque la única información de diagnóstico disponible son los valores globales. Información adicional, tal como las características espectrales, relaciones de fase, dependencia de las mismas con las condiciones de operación (velocidad, carga, tiempo) son las que usualmente requiere el analista para realizar un diagnóstico preciso de problemas incipientes o para análisis de tendencia. Esta clase de información requiere el uso de sistemas computarizados on-line o al menos de un sistema de monitoreo periódico. La nueva clase de sistemas de protección utiliza electrónica digital para establecer niveles de protección, siendo su performance al menos igual a la de los circuitos analógicos, agregándole la facilidad de control que posee la programación digital. En un sistema de protección analógico, la mayor parte de los parámetros, tales como circuito para la detección de la señal, niveles de alarma y disparo, lógicas de selección, tiempos de retardo, etc., deben establecerse circuitalmente antes de la instalación. El beneficio de los sistemas digitales, es que los mismos parámetros pueden establecerse durante la instalación del sistema y cambiarse posteriormente si la experiencia así lo indica. Con un diseño adecuado, el uso de moduralidad y redundancia, es posible obtener el mismo grado de confiabilidad asociado a los sistemas de protección analógicos. Está claro además la potencial integración de estos sistemas de protección digital con los diferentes softwares de mantenimiento predictivo existentes en el mercado.

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La computalización le brinda distintas posibilidades de elección a los usuarios de sistemas de monitoreo en turbomáquinas, ya que se tiene una información más completa y precisa del estado de la máquina. Para el personal de mantenimiento implica cambiar la mentalidad de este tópico: de reactivo a proactivo. Cuando actúa el sistema de protección básico de parada por alta vibración que sobrepasa los niveles de alarma, se generan cuestiones que a menudo requieren considerable acción: • ¿Qué causó el disparo? • ¿Qué acción debemos tomar antes de entrar nuevamente en servicio? • ¿Cuál es el impacto en la futura operación de la máquina? Un sistema de monitoreo computarizado, cuando se utiliza en forma adecuada, generará cuestiones anticipatorias mucho antes que ocurra el disparo de la máquina por altos valores de vibración: • ¿Qué está causando el cambio? • ¿Qué acción se puede tomar para evitar el disparo? • ¿Cuándo es posible programar una acción para minimizar el impacto sobre la operación? Hay muchos sistemas de monitoreo disponibles en el mercado. Un paso importante al seleccionar uno de ellos es establecer adecuadamente los objetivos funcionales del sistema. Estos deben poder ajustarse a nuevas revisiones del producto y/o técnicas que aparezcan y naturalmente, deberá tenerse en cuenta en la selección las realidades presupuestarias. Las principales áreas funcionales y características asociadas con los sistemas de monitoreo son las siguientes: Adquisición de Datos: Análisis de datos: Display y recuperación de datos: Interfaces:

Condicionamiento de la Señal, Multiplexeo, Conversión A/D, Almacenamiento, Precisión, Tiempo de Muestreo, Adquisición En Paralelo FFT, Programabilidad, Diagnóstico, Frecuencia, Gestión de conflictos, Manejo de alarmas, Captura de datos en un disparo, Almacenamiento Espectros, Formas de onda, Órbitas, Bode, Gráfico polar, Comparación, Diagramas en cascada, Tendencias, Diagrama de barras, Tabulación de datos, Parámetros de resonancia y Proceso Interfaces de protección al sistema, A colectores de datos, A bases de datos

Las señales que van a ser monitoreadas requieren algún grado de acondicionamiento antes que sean adquiridas por el sistema. Esto implica filtrado pasa-bajos y pasa-altos de la señal, junto a un cierto grado de amplificación. A fin de evitar errores de aliasing creados por señales con frecuencias por encima de las frecuencias de interés, se aplica un filtro antialiasing con una frecuencia de corte igual a 0.4 veces la frecuencia de muestreo. De la misma manera, el empleo de un filtro pasa-altos evita la presencia en la señal de valores de DC o bien elimina componentes indeseables de baja frecuencia. Naturalmente, para esto se deberá conocer en forma precisa el efecto de los filtros sobre la señal para no eliminar de la misma frecuencia que se desee monitorear. Otro aspecto importante en la selección de un sistema computarizado de monitoreo es la selección del

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número de bits del ADC, que gobierna la precisión en la resolución de la señal adquirida, lo cual es significativo para las componentes de baja amplitud, particularmente cuando están superpuestas a componentes grandes. La velocidad de muestreo dependerá del ancho de banda a analizar. Otra característica importante de un sistema de monitoreo lo constituye la presentación gráfica de los datos de vibraciones para poder determinar en forma rápida el estado general de la máquina. Entre las opciones disponibles podemos mencionar: Graficación de espectros, señales temporales, órbitas, espectros en cascada completos, representación de Bode, etc. A continuación se presentan algunos gráficos típicos.

(a)

(b)

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(c)

(d)

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(e)

(f)

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(g)

(h) Figura 7-9. (a) – (h). Gráficos típicos

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8. BOMBAS CENTRIFUGAS

En este capítulo se verá un ensayo realizado con una bomba centrífuga, la cual fue probada para observar las señales de vibración en condiciones diferentes a las operacionales. Las dos condiciones de funcionamiento anormales que se analizarán son la burbuja de aire y cavitación. Para el caso de la cavitación se utilizó una cubierta plástica transparente y lo que se encontró fue que la bomba tenía la amplitud de vibración más alta en la dirección axial que en la dirección radial. Del experimento, también se determinó que una cantidad significativa de burbujas de aire aumenta el componente de vibración asociado con la frecuencia de paso de álabe del impulsor considerablemente. La cavitación puede excitar la alta frecuencia de resonancia estructural. Esto también puede reducir la vibración de frecuencia de paso de álabe del impulsor. Aunque la cavitación se presenta con menor probabilidad en una bomba de velocidad lenta, si esto llega a pasar su desarrollo será muy rápido. 8.1 CONCEPTOS GENERALES Una bomba es un componente mecánico utilizado para transportar fluidos. El impulsor transforma la energía mecánica en energía hidráulica. Las bombas se clasifican en dos categorías: Bombas de desplazamiento positivo y bombas centrífugas las cuales serán tratadas en este capitulo. Los elementos esenciales en una bomba son: • Un elemento rotatorio compuesto de un eje y uno o varios impulsores. • Un elemento estacionario consistente de una voluta, prensa estopas y rodamientos. La figura 8-1 muestra la bomba de una etapa utilizada para este experimento. La bomba utiliza un impulsor metálico. El líquido ingresa por la parte central al impulsor, el cual es expulsado radialmente al exterior por la fuerza centrífuga. Los cinco alabes del impulsor pueden verse claramente en la figura 8-1.

Figura 8-1. Bomba centrífuga

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El fluido para ser bombeado ingresa por la tubería de succión al impulsor y es forzado a salir por la descarga de la bomba mediante la fuerza centrífuga. El fluido es descargado a alta presión y alta velocidad. La parte principal de la energía de la velocidad entonces es convertida en la energía de presión mediante una voluta o por un juego de paletas de difusión inmóviles que rodean la periferia de impulsor. En una bomba, la vibración es causada por la interacción entre el impulsor (parte móvil) y las partes inmóviles de la bomba como la voluta y las paletas de difusor. También puede ser causada por la interacción entre las láminas del impulsor y el fluido que está siendo bombeado. Uno de los fenómenos más importantes en una bomba es la cavitación. La cavitación ocurre cuando la presión del fluido cae por debajo de la presión de vapor a la temperatura del fluido. Cuando esta gota de presión ocurre se forman vacíos o cavidades (burbujas) en el líquido. Estas burbujas implosionan cuando el fluido se mueve por el impulsor a alta presión en la bomba causando erosión del mismo. Estas implosiones arrancan los pedazos diminutos de la superficie metálica cerca al sitio donde se forman. Esto puede ser muy perjudicial y puede provocar eventuales fallas del impulsor. La figura 8-2 muestra una representación esquemática del proceso de cavitación.

Figura 8-2. Cavitación Las tres causas más comunes para la formación de burbujas en un líquido son: • La separación de un fluido viscoso de su dirección debido a una discontinuidad superficial. • La adición de calor al fluido, levantando su presión de vapor (punto de ebullición). • La reducción de la presión del fluido por debajo de su presión de vapor. Un término importante en la teoría de las bombas es la cabeza de succión neta positiva (NPSH). La NPSH es la medida de la diferencia entre la cabeza de succión total y la presión del fluido. El concepto de NPSH está relacionado fuertemente con la cavitación. Para una bomba especifica, existe un NPSH requerido y un NPSH disponible. El NPSH requerido es el valor sugerido por el fabricante, el cual debe ser mantenido para evitar la cavitación. El NPSH disponible es la diferencia de presión real entre la cabeza de succión y la presión del flujo.

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8.2 DATOS DEL EXPERIMENTO La bomba fue instalada en un simulador de fallas para máquinas (MFS) tal y como se muestra en la siguiente figura.

Figura 8-3. Simulador de fallas de maquinaria (MFS) La bomba se montó en la parte inferior derecha del MFS y se acopló al eje del rotor por dos correas de transmisión. La relación de transmisión entre las poleas es de 1:1. El fluido que se utilizó para la realización de este experimento fue el agua. La configuración de la bomba y del tanque para este experimento se muestra en las figuras 8-3 y 8-4. En la succión y la descarga de la bomba se instalaron unos manómetros. La descarga de la bomba es dirigida por una válvula manual y luego por un flujómetro atrás en el tanque delantero. Se instalaron además dos acelerómetros sobre la bomba en las direcciones radiales y axiales respectivamente.

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Figura 8-4. Bomba durante el test

Figura 8-5. Tanque

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8.3 PROCEDIMIENTO El experimento está dividido en dos partes. En la primera parte se hace el ensayo con la cubierta de bronce original. En la segunda parte se reemplaza dicha cubierta por un plástico transparente para observar el comportamiento del líquido dentro de la bomba. 8.3.1 Prueba con la Cubierta de Bronce Primero la bomba es operada a 3600 RPM para probar la integridad del sistema. A través de la manguera transparente conectada con la succión de la bomba, se observa que gran cantidad de burbujas de aire fueron absorbidas por la misma. El manómetro de descarga estaba vibrando. Se encontró que las burbujas de aire fueron creadas por el retorno de agua que golpea el agua que se encuentra dentro del tanque. Antes de que las burbujas de aire explotaran y desaparecieran, ellas fueron aspiradas por la bomba. Los datos de vibración fueron recogidos tanto para los casos con y sin burbujas de aire. Posteriormente, la válvula de descarga del tanque fue girada 45 grados para restringir el caudal en la bomba. Esto causó que su presión de succión disminuyera lo que podría causar cavitación como se mencionó con anterioridad. La presión de vapor de agua a la temperatura ambiente es 0,935 inHg. La presión atmosférica es aproximadamente 29 inHg. Para prevenir el fenómeno de vaporización de agua, la presión de succión de la bomba tiene que ser más alta que el NPSH requerido. Generalmente, el NPSH requerido se disminuye con la velocidad de bomba o el caudal, caso contrario a lo que ocurre con el NPSH disponible. Se puede argumentar como consecuencia que la posibilidad de cavitación es mucho más pequeña para una bomba de baja velocidad que para una de alta. Como se restringió el suministro a la bomba entonces el caudal disminuyó. A causa del menor caudal y la menor fuerza de impacto creado cuando el agua vuelve al tanque, no aparecen una cantidad significativa de burbujas de aire. Nuevamente se recolectaron los datos de vibración y se usaron para una futura comparación. La velocidad de la bomba fue bajada hasta 2400 RPM. Se observó que bajo esta velocidad, las burbujas de aire no aparecieron. El flujo de agua es proporcional a la velocidad de la bomba. Por lo tanto, el caudal de la bomba es mayor cuando ésta se encuentra operando a 3600 RPM que cuando se encuentra a 2400 RPM. La pequeña fuerza de impacto causada por el caudal lento no es bastante grande para crear la burbuja de aire. Se colectaron los datos de vibración para el estado normal de operaciones y el estado cavitación. Finalmente la bomba fue operada a 1200 RPM. Como en el caso de la bomba operando a 2400 RPM, las burbujas de aire originadas no es significativo, igualmente se recogieron los datos de vibración para las condiciones de operación y cavitación. En el proceso de adquisición de los datos el rango de frecuencia fue de 2KHz. Cuatro segundos de datos fueron colectados para cada caso. 8.3.2 Experimento con Cubierta Plástica

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El propósito de instalar la cubierta plástica es observar el fenómeno de cavitación. Con la cubierta de bronce, no se tiene ninguna respuesta definida en cuanto a si hay cavitación o no. Sin embargo, con la cubierta transparente, se puede determinar la formación de cavitación con plena certeza. Por lo tanto, se podrá correlacionar las lecturas de vibración con la situación cavitación sin ninguna duda. El procedimiento a utilizar es similar al realizado en la prueba con cubierta de bronce. La bomba fue operada a diferentes velocidades, la válvula de descarga fue cerrada lentamente para determinar el problema de cavitación. La válvula fue cerrada continuamente hasta que apareció una fuerte cavitación. La presión de succión de la bomba, la presión de descarga de la bomba y la vibración radial y axial de la misma fueron tomadas. En el proceso de adquisición de los datos, el límite de frecuencia es de 20 KHz. Veinte segundos de datos fueron utilizados para cada caso. 8.4 OBSERVACIONES EXPERIMENTALES Y RESULTADOS El espectro de aceleración de la figura 8-6 con la bomba operando a 3588 RPM, no muestra burbujas de aire o cavitación. Las figuras 8-6(a) y 8-6 (b) muestran el espectro de aceleración en las direcciones radiales y axiales respectivamente. El componente fundamental 1xRPM y sus armónicos pueden ser identificados. El quinto armónico, el cual corresponde a la frecuencia de paso de los álabes tiene la amplitud más alta. Adicionalmente, aparece el segundo armónico de la frecuencia de paso de álabes con una amplitud también alta. Una comparación de las amplitudes de las gráficas de las figuras 8-6 (a) y 8-6 (b) indican que la bomba tiene alta vibración en la dirección axial.

(a)

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(b) Figura 8-6. Espectro de vibración para una bomba con velocidad de 3588 RPM. (a) Aceleración radial, (b) Aceleración axial En la figura 8-7 se presenta la aceleración en las direcciones radial y axial, para una velocidad de la bomba de 3590 RPM con una cantidad significativa de burbujas de aire en el tanque. Una inspección cuidadosa de las figuras 8-6 (a) y 8-7 (a), nos indica que con la formación de burbujas de aire, el componente asociado a la frecuencia de paso de los álabes incrementa considerablemente. Las amplitudes de vibración de 1xRPM y sus armónicos no muestran mucho cambio. Una comparación de las figuras 8-6 (b) y 8-7 (b) muestran una tendencia similar. Una evaluación a las figuras 8-7 (a) y 8-7(b) indican altos niveles de vibración en la bomba en la dirección axial.

(a)

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(b) Figura 8-7. Espectro de vibración para velocidad de la bomba de 3590 RPM (sin burbujas de aire). (a) Aceleración radial, (b) Aceleración axial La presión de succión de la bomba se disminuyó a un valor por debajo de la presión atmosférica en aproximadamente 20 inHg para la prueba de cavitación, con la bomba operando a 3595 RPM. Bajo estas condiciones existe una gran posibilidad de que aparezca cavitación. En la figura 8-8 se muestra la aceleración en las direcciones radial y axial para una velocidad de operación de 3595 RPM con formación de cavitación en la bomba. Debido a que no se formó una cantidad significativa de burbujas de aire durante la prueba de cavitación, se puede hacer una comparación entre las figuras 8-6 y 8-8. Una inspección de las figuras 8-6 (a) y 8-8 (a) indica que hay una componente alrededor de 1600 Hz emergiendo en señal de cavitación. En la figura 8-6 (a), el levantamiento espectral tiene un valor estable el cual no aparece en la figura 8-8 (a). La amplitud de la frecuencia 1xRPM y sus armónicos tienen un valor similar en las gráficas de las figuras 8-6 (a) y 8-8 (a). Comparando las figuras 8-6 (b) y 8-8 (b) se tiene las mismas conclusiones.

(a)

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(b) Figura 8-8. Espectro de vibración para una velocidad de 3595 RPM (con cavitación). (a) Aceleración radial, (b) Aceleración axial La velocidad de la bomba se redujo hasta aproximadamente 2400 RPM. En la prueba de cavitación la presión de succión de la bomba fue disminuida por debajo de la presión atmosférica a aproximadamente 15 inHg. Bajo estas condiciones de operación hay posibilidad que aparezca cavitación. En la figura 8-9 se presenta la aceleración en la dirección radial para una velocidad de operación de la bomba de 2400 RPM. La figura 8-9 (a) muestra el espectro de la bomba operando a 2355 RPM sin cavitación. La figura 8-9 (b) muestra de la bomba operando a 2360 RPM con una posibilidad de cavitación. Como en el caso de cavitación con la bomba operando a 3600 RPM, existen una componente de vibración a 1700 Hz en el caso de posibilidades de cavitación.

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(a)

(b) Figura 8-9. Espectro de vibración para una velocidad de la bomba de aproximadamente 2400 RPM. (a) Aceleración radial (sin cavitación), (b) Aceleración radial (con posible cavitación) Ahora la velocidad de la bomba se redujo a alrededor de 1200 RPM. Girando la válvula de descarga de la bomba para restringir el flujo, la presión de succión fue disminuida por debajo de la presión atmosférica a 5 inHg para las pruebas de cavitación. La disminución de la presión no puede ser menor debido a la baja velocidad de la bomba. En la figura 8-10 se muestra la aceleración en la dirección radial para la bomba operando a 1200 RPM. La figura 8-10 (b) presenta el espectro para la misma bomba operando a 1166 RPM con el flujo restringido. Como se esperaba, no hay diferencia significativa entre las figuras 8-10 (a) y (b).

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(a)

(b) Figura 8-10. Espectro de vibración para una velocidad de la bomba de aproximadamente 1200 RPM. (a) Aceleración radial (sin restricción del caudal), (b) Aceleración radial (con restricción del caudal)

8.5 EXPERIMENTO CON LA CUBIERTA DE BRONCE

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Como se decía anteriormente, la bomba se encontraba operando a diferentes velocidades. Para cada velocidad en particular, se tomaron las lecturas de las presiones de succión y descarga de la bomba para tres posiciones diferentes de la válvula de descarga del tanque: • Con la válvula totalmente abierta • Con la válvula cerrada hasta que aparezca la cavitación • Con un cierre continuo de la válvula hasta que se observe una cavitación severa. Las presiones se muestran en la siguiente tabla: RPM

POSICIÓN DE LA VÁLVULA Completamente abierta

3600

3000

2400

1800

Aparición de la cavitación Cavitación severa Completamente abierta Aparición de la cavitación Cavitación severa Completamente abierta Aparición de la cavitación Después de cerrada la válvula se corta el suministro de agua Completamente abierta No se puede generar cavitación

CABEZA (INHG) -5 -13 -20 -4 -20 -21 -2.5 -18

PRESIÓN DE DESCARGA (PSI) 14 ~15 (Dependiendo de la burbuja de aire) 13 9 11 5.5 3.5 8 3

-1.5

5

En esta tabla, se puede observar que el NPSH disponible y la presión de descarga de la bomba incrementan con su velocidad. Otra observación es que el NPSH desde la aparición de la cavitación hasta que se presenta en un modo severo, se incrementa también con el aumento de la velocidad. Por ejemplo para la bomba operando a 3600 RPM, el NPSH para que aparezca la cavitación es -13 inHg. El NPSH para una cavitación severa es -20 inHg. La bomba tiene una diferencia de presiones de 7 inHg. Para la bomba operando a 3000 RPM, el NPSH para la aparición de la cavitación es de -20 inHg, el NPSH para cavitación severa es -21 inHg. La diferencia de presión es de apenas 1 inHg. Además, para la bomba operando a 2400 RPM, la cavitación aparece a -18 inHg NPSH y la cavitación severa se desarrolla muy rápidamente. La observación indica que aunque existe menor posibilidad de tener cavitación a menor velocidad de la bomba, puede pasar que la cavitación se desarrolle rápidamente si esto va a ocurrir. La figura 8-11 muestra el espectro de vibración en la dirección radial y axial respectivamente para la bomba operando a 3619 RPM con la válvula de descarga totalmente abierta y sin burbujas de aire. Las figuras 8-11 (a) y 8-11 (b) muestran los espectros de vibración de la bomba radial y axial con 20 KHz de rango de frecuencia. Las figuras 8-11 (c) y 8-11 (d) muestran el mismo espectro en el rango de 1 KHz.

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(a)

(b)

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(c)

(d) Figura 8-11. Vibración de la bomba con la válvula de descarga totalmente abierta (3619 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) La figura 8-12 muestra el espectro de vibración radial y axial respectivamente para la bomba operando a 3619 RPM con la aparición de cavitación. Las figuras 8-12 (a) y 8-12 (b) presentan el espectro de la bomba en las direcciones radial y axial con un rango de frecuencia de 20 KHz. Las figuras 8-12 (c) y 8-12 (d) muestran el mismo espectro en el rango de frecuencia de 1KHz.

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(a)

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(c)

(d) Figura 8-12. Vibración de la bomba con aparición de cavitación (3616 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) Comparando las gráficas de la figuras 8-11 (a) y 8-12 (a) se observa una gran diferencia. En la figura 8-12 (a) se presenta una gran cantidad de picos alrededor de la frecuencia 6 KHz con las características de resonancia estructural. La figura 8-13 muestra el espectro de vibración de las direcciones radial y axial respectivamente para la bomba operando a 3617 RPM con severa cavitación. Las figuras 8-13 (a) y 8-13 (b) muestran el espectro de la bomba radial y axial a un rango de frecuencia de 20 KHz. Las figuras 8-13 (c) y 8-13 (d) muestran el mismo espectro en el rango de frecuencia de 1KHz.

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(a)

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(d) Figura 8-13. Vibración de la bomba con severa cavitación (3617 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) En la figura 8-13 (a), son claros los picos emergiendo alrededor de la frecuencia 6 KHz los cuales son característicos de resonancia estructural. Una revisión de la figura 8-13 (c) muestra que la amplitud de la frecuencia de paso de álabes de la bomba (5xRPM), tiene una disminución significativa. Sin embargo este fenómeno no aparece para la vibración axial de la bomba. La frecuencia de paso de álabes es alta pero estable como lo muestra la figura -13 (d). La figura 8-14 muestra el espectro de vibración en las direcciones radial y axial respectivamente con la bomba operando a 3007 RPM con la válvula de descarga del tanque abierta y sin burbujas. Las figuras 8-14 (a) y 8-14 (b) muestran el espectro de la bomba en las direcciones radial y axial con un rango de frecuencia de 20 KHz. Las figuras 8-14 (c) y 8-14 (d) muestran el mismo espectro en el rango de frecuencia de 1KHz.

(a)

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(d) Figura 8-14. Vibración de la bomba con la válvula de descarga totalmente abierta (3007 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) La figura 8-15 muestra los espectros de vibración en las direcciones radial y axial respectivamente para la bomba operando a 3010 RPM con la aparición de cavitación. La figura 8-15 (a) y -15 (b) presenta el espectro de vibración radial y axial de la bomba con un rango de frecuencia de 20 KHz. Las figuras 8-15 (c) y 8-15 (d) muestran el mismo espectro con un rango de frecuencia de 1KHz.

(a)

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(d) Figura 8-15. Vibración de la bomba con aparición de cavitación (3010 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) La figura 8-16 muestra los espectros de vibración en las direcciones radial y axial respectivamente para la bomba operando a 3010 RPM y con severa cavitación. La figura 8-16 (a) y 8-16 (b) presenta el espectro de vibración radial y axial de la bomba con un rango de frecuencia de 20 KHz. Las figuras 8-16 (c) y 8-16 (d) muestran el mismo espectro con un rango de frecuencia de 1KHz.

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(d) Figura 8-16. Vibración de la bomba con severa cavitación (3010 RPM). (a) Vibración radial (20 kHz), (b) Vibración axial (20 kHz), (c) Vibración radial (1 kHz), (d) Vibración axial (1 kHz) Una comparación de las figuras 8-13, 8-14 y 8-15 indican que la amplitud de la frecuencia de paso de álabes disminuye significativamente con una severa cavitación. Por debajo de 3010 RPM de operación de la bomba, los niveles de vibración radial y axial muestran este fenómeno. 8.6 CONCLUSIONES En este trabajo, se probó una bomba centrífuga de una sola etapa con el fin de observar el comportamiento de la vibración bajo diferentes condiciones de operación. La vibración de la bomba se midió en las direcciones radial y axial con acelerómetros. La bomba fue operada en tres diferentes velocidades de operación: 3600 RPM, 2400 RPM y 1200 RPM. Las burbujas de aire se originaron por el choque del agua de retorno con el agua existente en el tanque, las cuales se observaron cuando la bomba se encontraba operando a 3600 RPM. Se creó una cavitación intencionalmente cerrando la válvula de descarga del tanque hasta que el NPSH disponible disminuya por debajo del NPSH requerido. Algunas observaciones que se pueden sacar de este experimento son: • La bomba centrifuga tiene mayor amplitud de vibración en la dirección axial que en la dirección radial. • Gran cantidad de burbujas de aire incrementan fuertemente la vibración en el componente de la frecuencia de paso de álabes. • La cavitación puede excitar resonancias estructurales de alta frecuencia. • La cavitación puede disminuir la amplitud de vibración originada en la frecuencia de paso de alabes. • La cavitación es menos probable que se origine en bajas velocidades de la bomba, aunque puede desarrollarse rápidamente si es que ocurre.

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9. RESONANCIA

9.1 CONCEPTOS BÁSICOS E INSTRUMENTACIÓN El test de resonancia y de velocidad crítica se realiza para obtener información sobre las características dinámicas de una máquina, su soporte estructural y cañerías. La información acerca de resonancia y velocidad crítica es útil en los diagnósticos de máquinas y cuando una máquina y sus estructuras asociadas deben ser rediseñadas para evitar problemas crónicos. Las resonancias y velocidades críticas son frecuencias y velocidades que están gobernadas por frecuencias naturales, amortiguación y fuerzas de vibración. La resonancia es la condición en la estructura o máquina en la cual la frecuencia de la fuerza vibracional, tal como un desbalanceo de masa, es igual a la frecuencia natural del sistema. Si la fuerza vibracional es causada por una máquina rotativa, la resonancia es llamada velocidad crítica. A ésta velocidad o cerca de la misma, la vibración es amplificada. Las técnicas de ensayo de frecuencias naturales de estructuras difieren de las de las máquinas, debido a que generalmente las máquinas tienen características dinámicas dependientes de la velocidad. Las máquinas son ensayadas a velocidades críticas para obtener datos óptimos. Las resonancias son a menudo excitadas artificialmente con martillos o excitadores para obtener las frecuencias naturales de fundaciones, estructuras y cañerías. Este capítulo contiene conceptos básicos, técnicas e instrumentación utilizada para determinar características dinámicas de máquinas y sus estructuras asociadas, bases y tuberías. Se proveen ejemplos para cada tipo de test. 9.2 FRECUENCIAS NATURALES Y FORMAS MODALES La frecuencia natural de una máquina o estructura está gobernada por su diseño. Una máquina podría ser imaginada como un cuerpo de masa elástica y representada por masas conectadas con resortes, como se muestra en la figura 9-1. Cada sistema de máquina tiene un número de frecuencias naturales que pueden ser excitadas por impactos, fuerzas aleatorias o fuerzas vibracionales armónicas de la misma frecuencia. En general, las frecuencias naturales no son múltiplos de la primera frecuencia natural, excepto en raras ocasiones que involucran componentes simples. La frecuencia natural adquiere importancia en diagnósticos de máquinas cuando una frecuencia forzada está en o cerca de una frecuencia natural. Entonces acontece un estado de resonancia que produce altos niveles de vibración. Los niveles de vibración, gobernados por fuerzas vibratorias y amortiguación, que usualmente serían normales, son entonces amplificados al punto de que las vibraciones excesivas pueden causar daños estructurales en la máquina, generalmente en sus cojinetes. Los modos de un sistema están asociados con frecuencias naturales. Una forma modal se define como la forma de desviación asumida por un sistema vibracional a la frecuencia natural. Una forma modal no provee información acerca de amplitudes absolutas de los movimientos del sistema. La amortiguación y las fuerzas vibracionales deben ser conocidas para obtener amplitudes absolutas. En cambio, consiste en deflexiones en lugares axiales definidos en el sistema que son determinados relativamente a un punto fijo, usualmente el extremo o centro

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del eje. Dos formas modales de un rotor de turbina se muestran en la figura 9-2. Nótese que no se proveen amplitudes absolutas.

Figura 9-1. Modelo paramétrico de masa puntuales de rotores y estructuras

Figura 9-2. Dos formas modales de un rotor de turbina Las características vibracionales de un sistema pueden ser expresadas en términos de una combinación de sus formas modales pesadas linealmente (figura 9-3). La vibración de cada modo considerado es agregada a la velocidad aplicable o al rango de frecuencias para obtener la magnitud total de vibración a cada velocidad o frecuencia. Los factores de peso dependen de la amortiguación, de fuerzas vibracionales y de la proximidad de frecuencia forzada con respecto a una frecuencia natural. Cuando la frecuencia forzada se acerca a la frecuencia natural, el factor de peso es amplificado predominantemente por un solo modo, y la respuesta vibracional asume la forma de dicho modo. La figura 9-4 muestra la respuesta forzada de un

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rotor de turbina al desbalanceo de masa cuando el rotor está operando cerca de su velocidad crítica. Observe que la forma del rotor es similar a la forma modal del rotor en su primera frecuencia natural (figura 9-2)

Figura 9-3. Análisis modal

Figura 9-4. Respuesta forzada de un rotor de turbina al desbalanceo 9.3 EXCITACIÓN La máquina o estructura puede ser excitada por una o más fuerzas vibracionales. La fuerza puede tener una única frecuencia constante, como ocurre con el desbalanceo de masa. En máquinas y compresores alternativos aparecen múltiples frecuencias. Una única frecuencia variable es típica de un motor de inducción en el arranque. La cavitación en bombas es un ejemplo de frecuencias aleatorias. Las fuerzas vibracionales pueden ser causadas por varios factores que incluyen diseño, instalación, manufactura y desgaste.

9.4 DIAGRAMAS DE INTERFERENCIA El diagrama de interferencia se utiliza para localizar resonancias y velocidades críticas con respecto a la velocidad de operación. El eje vertical (figura 9-5) contiene las frecuencias

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naturales y las frecuencias forzadas. El eje horizontal es la velocidad de operación de la máquina. El punto de intersección entre una o más frecuencias forzadas y la frecuencia natural es la velocidad crítica. Que el punto sea realmente la velocidad crítica depende de la magnitud de la fuerza y de la amortiguación en el sistema. La figura 9-5 es un diagrama de interferencia para un sistema con masas de desbalanceo. Una única frecuencia forzada está presente. Un diagrama de interferencia puede ser generado desde modelos de computadora o datos de prueba. Los diagramas de interferencia generados por computadora son a menudo validados usando datos de prueba.

Figura 9-5. Diagrama de interferencia 9.5 MEDICIÓN Y ANÁLISIS Las herramientas requeridas para determinar velocidades críticas y resonancias son aparatos de excitación, transductores y analizadores. Los aparatos de excitación incluyen martillos y sensores magnéticos. Los instrumentos para analizar datos incluyen medidores, osciloscopios, filtros seguidores, colectores de datos y analizadores FFT. 9.5.1 Aparatos de Excitación. Con respecto al aparato de excitación seleccionado, la amplitud y frecuencia deben ser controladas. Si los parámetros están siendo evaluados, es necesaria una excitación estable o transitoria, la respuesta vibratoria a la excitación debe ser medida y analizada. Se puede inducir artificialmente una excitación de barrido montando un excitador en la carcaza o cuerpo del cojinete. La excitación de barrido puede ser producida a frecuencia sincrónica por una masa desbalanceada, un rotor doblado y/o desalineado. Durante el arranque o parada de la máquina producirá su propia excitación. La Figura 9-6 muestra la naturaleza de las excitaciones causadas por desbalanceo de masa, la magnitud se incrementa con el cuadrado de la velocidad y por la desalineación, la magnitud permanece constante con relación a la velocidad.

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Figura 9-6. Comparación de las fuerzas armónicas de vibración

Figura 9-7. Martillo modal instrumentado También se pueden utilizar excitaciones de frecuencias no sincrónicas para el análisis de condición e identificación de parámetros. Las frecuencias no sincrónicas son producidas por batido de aceite (oil Whirl) a frecuencias subsincrónicas, por desalineamiento excesivo a dos o tres veces la velocidad sincrónica, por excitación torsional transiente, que varía desde 120 Hz en el arranque (para máquinas de 60 Hz) hasta cero a la velocidad de operación, dependiendo de la frecuencia de deslizamiento, y por excitación de rodamientos, que consiste en múltiplos no enteros de la velocidad de giro. Las magnitudes de muchas de esas fuentes de excitación son difíciles de cuantificar debido a que se originan en fallas, pero la cuantificación es necesaria para el análisis modal. El hecho de que tales excitaciones de impacto se produzcan de manera natural en máquinas alternativas es ventajoso para la identificación de parámetros, pero malo para las condiciones de operación normal. Las máquinas pueden ser excitadas a frecuencias mayores a 12 veces la velocidad de operación. Un medio del orden (1/2xRPM) puede existir en máquinas de cuatro tiempos.

A. Martillo

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Si los impactos naturales no están disponibles en una máquina, un martillo o excitador puede ser seleccionado para excitar frecuencias naturales. No obstante, es necesario tener precaución cuando esas herramientas son utilizadas para excitar máquinas operativas, para evitar daños en los cojinetes. La figura 9-7 muestra un martillo modal instrumentado, el sensor en el extremo del martillo mide la fuerza. La información de fase, que es muy útil en la identificación de frecuencias naturales, puede obtenerse cuando el martillo es usado en combinación con un analizador de dos canales. Los martillos son también usados para producir impactos o test de impacto en prueba de estructuras y cañerías. Se utilizan cabezas de los martillos (figura 9-7) con varios niveles de elasticidad para obtener las formas de onda requeridas para proveer los datos necesarios. Si no se dispone de un martillo, se puede utilizar una madera de 100x100mm de 1,5 metros de largo para el test de impacto. Un martillo con cabeza de acero, en vez de uno recubierto de elastómero, no es adecuado para pruebas de impacto. Esos martillos rebotan en la estructura y no introducen energía dentro del sistema. Excitadores y martillos calibrados proveen la excitación controlada necesaria para el test modal. B. Sensores Los sensores son seleccionados para obtener señales de vibración que proveen información sobre las características dinámicas de una máquina o estructura. Se utilizan sondas de proximidad montadas permanentemente para obtener información acerca de las velocidades críticas de un rotor. Sensores sísmicos, de velocidad y acelerómetros son ubicados en carcazas, fundaciones y cañerías y otras estructuras para determinar la frecuencia natural y formas modales. La información sobre formas modales se puede obtener moviendo el sensor en diferentes lugares mientras se aplica una fuerza fija con un martillo o un excitador. 9.5.2 Analizadores de Datos La instrumentación usada para medir y analizar la resonancia o velocidad crítica depende de los objetivos del test y de los instrumentos disponibles. Los medidores y osciloscopios son adecuados para un simple análisis estructural a fin de obtener frecuencias naturales. Un filtro de seguimiento o filtro seguidor es óptimo para pruebas arranque/ parada rápida. La vibración es indicada en la banda de frecuencia filtrada, la cual es gobernada por una señal de referencia generada por un sensor de proximidad contra una marca/ muesca en el eje, o por un sensor óptico y cinta reflectante. Los niveles pico de vibración y cambios de fase indican velocidades críticas. Se puede utilizar un analizador FFT de un canal o colector de datos para el test de impacto en el dominio temporal o de frecuencias. El disparo o trigger puede ser libre o desde un impacto de martillo. Los picos de vibración indican resonancias. Durante el test de impacto se debería utilizar en el analizador una ventana uniforme (sin ventana) o una ventana Hanning con un pretrigger. Algunos analizadores tienen ventanas especiales para test de impacto. Un analizador de dos canales es utilizado para test de impacto cuando se dispone de mediciones de fuerza y vibración. La fuerza (fuente) es usualmente registrada en el primer

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canal, la vibración (respuesta) es registrada en el segundo canal. La función de transferencia resultante de la vibración/ fuerza es denominada movilidad (velocidad/ fuerza). La fase y coherencia son generadas simultáneamente. Los cambios en fase proveen la confirmación de que la frecuencia natural se presenta a la vibración pico. La coherencia es la medida de cuanto es la magnitud de la fuerza proveniente del impacto de martillo y la relación entre la fuente (excitación) y la respuesta (vibración). El tiempo requerido para el proceso FFT es relativamente largo. Cuando se utilizan analizadores con espectro FFT para test de velocidad crítica, paradas o arranques rápidos de la máquina se presentarán pérdida de datos. El analizador puede no ser capaz de tomar muestras lo bastante rápido como para obtener suficientes puntos de datos para una vibración continua versus una curva de frecuencia. Se puede calcular el número de puntos de datos si se conoce el tiempo del transitorio. 9.6 TÉCNICAS DE PRUEBA DE RESONANCIA La resonancia y las velocidades críticas son dependientes de las frecuencias naturales y las frecuencias forzadas. El propósito del test de resonancia y de velocidad crítica es obtener información acerca de las propiedades dinámicas de una máquina o estructura. Las frecuencias naturales son como una propiedad más de la máquina, así como su peso o tamaño. La condición de resonancia puede amplificar la vibración en una máquina que de otra manera podría ser considerada normal. Las velocidades críticas son un caso especial de resonancia en la cual las fuerzas vibracionales son causadas por la rotación del rotor. Los tests de velocidad crítica son a menudo más complicados que los de resonancia debido a que las frecuencias naturales encontradas son funciones de la rigidez y masa que quizá dependan de la velocidad de la máquina. Los tests de resonancia pueden ser realizados en cañerías, estructuras de soporte de máquinas o pedestales, durante la parada, pero la máquina debe estar girando durante la realización de dichos tests. Así pues, deben utilizarse diferentes técnicas e instrumentación para determinar resonancias y velocidades críticas. 9.6.1 Procedimiento del Test de Resonancia El propósito de un test de resonancia es determinar las frecuencias naturales de alguna estructura que puede no tener propiedades físico-dinámicas, esto es, propiedades que cambian con la velocidad o el tiempo. Tales estructuras incluyen cañerías, carcazas y soportes de máquinas. Las frecuencias naturales del sistema entero son comparadas con la frecuencia de vibración o frecuencias forzadas en un diagrama de interferencia, para determinar si el sistema es resonante o no. La siguiente tabla presenta el procedimiento para la construcción de un diagrama de interferencia.

1. Determinar las fuentes importantes de fuerzas vibracionales, ejemplo: desbalanceo de

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masa, desalineación, frecuencia de engrane, motor a explosión, fuerzas de inercia. Fuerzas importantes del motor pueden ser determinadas desde un diagrama estrella. 2. Graficar la frecuencia de la fuerza vibratoria en CPM o Hz contra la velocidad en RPM. Por ejemplo, un desbalanceo de masa tiene una frecuencia forzada igual a la velocidad del rotor, a veces llamada vibración una – por – revolución (1x) 3. Medir o calcular las frecuencias naturales a diferentes velocidades. La máquina puede ser ensayada cuando se detiene antes de operar para determinar la frecuencia natural. Si la frecuencia natural no varía con la velocidad, el gráfico será una línea recta. Si la frecuencia natural varía con la velocidad, como es el caso con cojinetes de película de aceite, los test de impacto deben ser realizados a varias velocidades. No obstante, la frecuencia natural a velocidad crítica puede ser obtenida con un ensayo de parada de la máquina. Si este test no es posible, las frecuencias naturales son calculadas con un modelo validado. Se construye un modelo de masa-resorte con planos o croquis del sistema y se valida usando resultados de ensayos a velocidad crítica o a velocidad cero. Las frecuencias naturales son calculadas a varias velocidades de manera que pueda trazarse la curva de frecuencia natural versus la velocidad del rotor. El nivel de sofisticación en el test de resonancia depende de la instrumentación disponible y de la complejidad del sistema. La técnica de ensayo está esbozada en la tabla que se presenta a continuación. La primera consideración es el tipo de fuerza que va a utilizarse para excitar las frecuencias naturales del sistema. La frecuencia forzada debe ser coincidente con la frecuencia natural o ser de naturaleza impulsiva. 1. Determinar las vibraciones de la estructura a un número de puntos conocidos durante la operación (figura 9-8). Estos puntos deben permitir una descripción modal aproximada de las vibraciones en la estructura. Referenciar las vibraciones a las fuerzas usando una lámpara estroboscópica o sensor de fase si es posible. Si la velocidad de máquina es variable, hacer un diagrama de cascada de la vibración versus la velocidad, para obtener datos para el diagrama de interferencia (figura 9-9). 2. Construir un diagrama de interferencia con los mejores datos disponibles. El diagrama de cascada va a mostrar los puntos resonantes. 3. Golpee la estructura con una madera de 100 x 100 mm, mazo o martillo con cabeza blanda en la dirección del modo deseado. Si el modo deseado no se conoce, golpee la estructura en varias direcciones. 4. La proporción de golpes está determinada por el tiempo de adquisición de datos en la configuración del FFT. Golpee sólo una vez por período de adquisición de datos. 5. La fuerza del golpe está determinada por la respuesta (amortiguación) en la estructura. No sobrecargue la fuente, golpee despacio e incremente si es requerido. Esto significa ensayar y observar la respuesta. 6. Medir y registrar los niveles de vibración en puntos de referencia numerados sobre la estructura (figura 9-8). Los picos en el espectro de vibración en los diferentes puntos de medición indican las frecuencias naturales de la estructura (figura 9-10). Algunas frecuencias naturales no se ven en todos los puntos de medición. Estos son puntos nodales.

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Figura 9-8. Sitios de impacto y puntos de referencia

Figura 9-9. Diagrama de cascada

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Figura 9-10. Frecuencia natural de una bomba vertical desde un test de impacto Fuerzas vibracionales sinusoidales pueden excitar frecuencias naturales. No obstante estas fuerzas deben ser barridas a través del rango de frecuencia hasta que la frecuencia de excitación coincida con la frecuencia natural. La forma de la fuerza vibracional no necesariamente debe ser sinusoidal (figura 9-11), pero debe tener el mismo período que la frecuencia natural. Una fuerza no sinusoidal va a generar armónicas de la frecuencia forzada fundamental que va a excitar frecuencias naturales. Este fenómeno a menudo ocurre en la operación normal de la máquina.

Figura 9-11. Formas de excitación

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Debe notarse que frecuencias naturales de grandes estructuras por debajo de 15 Hz son difíciles de excitar con un test de impacto. Por esta razón un excitador, usado en conjunción con un amplificador de potencia y un generador de señal (figura 9-12), pueden requerirse para excitar la frecuencia natural de interés. Un ejemplo de excitador mecánico es un motor de velocidad variable con un eje de salida doble, con discos para desbalanceo a ambos lados. Otras fuentes de excitación, incluyendo fuerzas aleatorias, pueden ser agregadas al excitador para excitar frecuencias naturales instantáneamente.

Figura 9-12. Configuración de un ensayo con excitador Algunas frecuencias en las fuerzas aleatorias van a ser las mismas que las frecuencias naturales y por consiguiente las van a excitar. Este fenómeno puede verse en espectros tomados en máquinas operativas. La energía aleatoria en el sistema excita frecuencias naturales. La figura 9-13 muestra una caja reductora en la cual la frecuencia natural es excitada por las vibraciones aleatorias del sistema. Un compresor alternativo a veces hace resonar las cañerías alrededor de él (figura 9-14). Los motores de explosión se comportan de una manera similar. Un motor de cuatro tiempos provee excitaciones de medio orden (1/2xRPM) además de las órdenes de las velocidades operativas. Hasta un diente de engranaje roto puede generar frecuencias naturales. El movimiento de la máquina causa un impacto como una fuerza que excita las frecuencias naturales lo cual puede o no ser deseable.

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Figura 9-13. Vibración de la caja de engranajes

Figura 9-14. Vibraciones en cañerías por un compresor alternativo El método más popular para excitar frecuencias naturales es golpear (o excitar) una máquina o estructura con una madera o un martillo. El rango de frecuencias excitado depende de la duración del impacto. Un martillo duro de acero tiende a rebotar de la estructura, por lo tanto produce un impacto de corta duración. Como resultado, sólo las altas frecuencias son excitadas. Para excitar frecuencias naturales de 10 Hz o menos debe usarse un martillo de punta blanda. Para el test de resonancia, la estructura, cañerías o máquina deberán estar lo más cerca posible a su estado operativo. Las partes de la máquina no deben ser arbitrariamente removidas o ensayadas. Pro ejemplo, la frecuencia natural de un engranaje desmontado de su carcaza difiere por completo cuando el engranaje esta montado. De forma similar, las

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frecuencias naturales de una máquina montada en un taller de ensayo difiere de la máquina montada en su base normal. 9.6.2 Determinación de Frecuencias Naturales a Partir del Tests de Impacto El nivel de sofisticación y detalle de las pruebas de resonancia varía. Un simple test de resonancia a menudo provee la información de frecuencia natural estructural necesaria. No obstante puede obtenerse mejor información detallada con instrumentos de ensayo sofisticados de dos canales. Se pueden utilizar adquisidores analógicos u osciloscopios digitales para observar instantáneamente la vibración resultante de un impacto en la estructura. Un nivel de trigger debe ser configurado en el osciloscopio en el modo de simple barrido. La señal de vibración del impacto se congelará en la pantalla del osciloscopio (figura 9-15). El período natural es obtenido contando las divisiones en un período de vibración y multiplicando tal número por el tiempo por división seteado en la base de tiempo. En la figura 9-16 puede verse que hay dos divisiones por período, o ciclo de vibración. El osciloscopio fue seteado a 5 milisegundos por división. El período natural entonces es: τ = 2 div x 5 ms / div = 10 ms = 0.01 s La frecuencia natural es el inverso del período natural, por tanto para el ejemplo anterior ésta será: fn = 1/ τ = 1/0.01 s/ciclo = 100 ciclos/s (Hz) = 6,000 ciclos/min El procedimiento con un osciloscopio digital es similar excepto que el período es leído directamente con el cursor.

Figura 9-15. Señal de vibración mostrada por un osciloscopio analógico 9.6.3 Configuración de FFT y Procedimiento de Impacto

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Los pasos requeridos para la configuración FFT son: 1. Setear la Fmax, de tal manera que la frecuencia natural de interés sea incluida en el espectro. Setear ancho de frecuencia FFT, Fmax, suficientemente amplia para capturar la frecuencia natural de interés y cualquier otra frecuencia natural en la vecindad, generalmente FMAX = 2 x F. 2. Setear el número de líneas para obtener la resolución requerida. Seleccionar el número de líneas que van a proveer la resolución adecuada. Si el test se completa y la resolución no es adecuada para separar frecuencias naturales, va a tener que repetirlo salvo que haya sido guardado en un sistema. 3. Eliminar el autorrango del colector de datos y tomar un rango de tal modo que el analizador no esté saturado o con baja amplitud. Setear el rango del analizador así no habrá saturación o rango dinámico insuficiente. No utilice autorrango. Solo porque la respuesta sea de baja amplitud no quiere decir que no sea importante. 4. Seleccionar la ventana uniforme o Hanning. Si la vibración no se reduce a cero al final del tiempo de muestreo de datos, habrá una pérdida y la ventana uniforme no es apropiada. 5. Setear el trigger en la vibración, usar un pretrigger de 1/3 del muestreo, si se utiliza una ventana Hanning (figura 9-10). De lo contrario la ventana Hanning destruirá los datos (figura 9-17). En la figura 9-16, un test de impacto en una bomba vertical se procesa con una ventana uniforme. Observe que la forma de onda temporal está intacta. Configurar el disparo en la señal vibratoria. En la figura 9-18 se muestra la reducción de la amplitud por una ventana Hanning si los datos no están apropiadamente posicionados en el buffer. En el trazo superior no se utilizó ventana. En el trazo inferior se aplicó una ventana, esto es cuando se utiliza FFT para calcular el espectro. 6. Seleccionar uno a cuatro promedios – dependiendo del ruido en los datos. El intervalo del impacto debe ser mayor que el tiempo de muestreo de datos de manera que un impacto sea registrado en cada muestra FFT. De lo contrario se producirá ruido por bandas laterales (figura 9-19). La opción de usar simples o múltiples impactos promediados depende del ruido en los datos. La opción de promediar debe ser tomada caso por caso. Usualmente cuatro (4) promedios proveen un buen compromiso. El nivel del impacto debe ser el suficiente como para obtener una respuesta. 7. Seleccionar factores de escala para contemplar constantes de sensores o datos guardados 8. Setear sin escala automática, seleccionar escalas desde la vista durante el impacto o proceso de datos guardados 9. Setear la pantalla para visualizar el tiempo y la frecuencia durante el test 10. Reajustar la configuración y/o la fuerza de impacto si es requerido después de que los datos iniciales hayan sido analizados

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Figura 9-16. Test de impacto en una bomba vertical con la ventana uniforme

Figura 9-17. Datos del test de impacto procesados con una ventana uniforme (arriba) y Hanning (abajo) sin pretrigger

Figura 9-18. Resultado del test de impacto con una ventana Hanning. El trazo superior es sin ventana

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La figura 9-20 muestra datos de un test de impacto de dos canales en una estructura de soporte de un ventilador. El disparo fue con el martillo instrumentado. Se utilizó una ventana de respuesta exponencial en la señal de velocidad y una ventana de fuerza en la señal del martillo. El trazo superior es la función transferencia de movilidad (mm/s/kg ó IPS/Ib) y el trazo inferior es la fase. El cambio de fase de aproximadamente 180º en la zona de los picos de la función transferencia es utilizado para identificar frecuencias naturales. La porción real (la función transferencia multiplicada por el coseno de la fase) se utiliza para construir las formas modales. La parte imaginaria de la función transferencia (función transferencia multiplicada por el seno de la fase) se utiliza para evaluar el amortiguamiento.

Figura 9-19. Ruido de bandas laterales por impactos múltiples en la muestra FFT

Figura 9-20. Test de impacto en la estructura soporte de un ventilador

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9.6.4 Técnicas de Prueba de Velocidad Crítica Las frecuencias naturales de una máquina o estructura están gobernadas por su diseño. Los test de velocidad crítica pueden ser más complicados que los test de resonancia, debido a que las frecuencias naturales halladas pueden ser funciones de la velocidad de la máquina, por ejemplo, cuando cojinetes de fricción o grandes masas en voladizo como rotores de ventiladores son parte del sistema de elasticidad. El procedimiento para llevar a cabo un test de velocidad crítica es: 1. Seleccionar uno o más sensores apropiados para medir la vibración. Las sondas de proximidad miden desplazamientos relativos del eje y son los preferidos si deben ser instalados permanentemente. De lo contrario, coloque sensores sísmicos, sensores de velocidad o acelerómetros integrados, cerca del cojinete, si es posible en dirección horizontal o vertical. Si se sospecha que hay resonancia en la carcaza monte sensores en ella. 2. Para un trigger montado permanentemente o temporariamente use una sonda de proximidad o sensor magnético adyacente a la marca o indentación sobre el rotor. También se puede utilizar una combinación de sensor óptico y cinta reflectante o pintura (para superficies calientes). 3. Conectar los sensores de vibración y trigger al filtro tracking (filtro de seguimiento sintonizado), grabadora o analizador FFT. 4. Si los sensores de vibración y trigger están montados permanentemente, un test parada de la máquina puede ser realizado directamente. 5. Correr la máquina del 10% al 15% en sobre velocidad si es posible, luego pararla y permitir que ésta realice la parada en condición normal de operación, mientras los datos son registrados. De otro modo, medir y registrar los datos previamente y durante el tiempo en que la máquina para. 6. Registrar el arranque si se deben montar los sensores y trigger o ambos. Correr la máquina hasta que sea térmicamente estable antes de apagar para tomar los datos parada. 7. Procesar los datos e identificar las velocidades críticas. Deben haber picos en el espectro. Dependiendo del gráfico habrá picos en el espectro del analizador, picos en el gráfico de Bode del filtro tracking o lazos en un gráfico polar. 8. Guardar los datos de parada y de arranque antes y después de estar fuera de servicio. Las frecuencias naturales pueden ser medidas durante el arranque o parada de la máquina para obtener sus velocidades críticas. No obstante, los valores de frecuencia natural obtenidos durante el arranque pueden ser variables, debido a la aceleración y cargas impuestas en el rotor. Por esta razón, los test parada proveen datos óptimos. Además, algunas máquinas, como las turbinas por ejemplo, no alcanzan estabilidad térmica durante el arranque.

9.6.5 Utilización del Analizador de Espectro FFT La función peak hold de un analizador de espectro FFT puede ser utilizada para proveer datos de velocidad crítica. No obstante el rango de frecuencias seleccionado debe ser lo

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suficientemente alto como para seguir la parada. La función peak hold mantiene y muestra los valores pico de todos los datos después de que cada espectro ha sido calculado (figura 9-21). El tiempo de adquisición del bloque de datos analizados depende del ancho de frecuencia (ancho de banda) seleccionado. Un ancho de banda bajo, aumenta el tiempo de adquisición. La fórmula para el tiempo de adquisición es: τ = N/f Donde: N = Número de líneas, usualmente 400 El número de muestras es la medida de resolución del analizador. El tiempo de adquisición puede ser disminuido reduciendo las líneas de resolución. Además, usar el procesamiento solapamiento también reduce el tiempo de adquisición. Con el solapamiento, parte de los datos procesados en la muestra anterior son utilizados en el cálculo del espectro. En los típicos test parada de máquina el proceso de computación de la FFT es más rápido que la adquisición de datos. Si se configura un analizador de 400 líneas con un ancho de frecuencia de 100 Hz (6,000 CPM), son necesarios 4 segundos (400/100) para adquirir una muestra. Debido a que se necesitan muchas muestras para graficar una curva suave durante el test de arranque o parada de una máquina sin perdida de datos, el ancho de frecuencia del analizador debe ser evaluado cuidadosamente antes de la colección de datos. Con un ancho de frecuencia muy amplio se pierde resolución. Si es muy angosto, puede evitar la observación de la velocidad crítica porque el tiempo de adquisición de datos es excesivo. A continuación se cita el procedimiento para el test de velocidad crítica con FFT. 1. Determinar aproximadamente el tiempo para de máquina. 2. Setear el FFT en Peak Hold (mantener los picos) 3. Seleccionar el número de líneas, Fmax y solapamiento y calcular el tiempo de adquisición de datos. 4. Dividir el tiempo parada por el tiempo de adquisición de datos para obtener el número de puntos de datos en la curva peak hold. Esto determinará la resolución. 5. Disparar el analizador FFT previamente a la parada, así puede obtenerse una muestra completa antes de dicha parada. Considere por ejemplo, la figura 9-21, un arranque de 12 segundos de un motor de dos polos que opera a 3,600 RPM. Si el analizador se configura a 6,000 CPM (100 Hz) y se requieren 4 segundos para cada muestra, sólo se obtendrán tres puntos de datos, apenas suficiente para la curva. Incrementando el ancho de banda a 400 Hz (24kCPM) y disminuyendo el número de líneas a 100 significa que la muestra se toma cada 0.25 segundos (100/400=0.25), el tiempo de medición de 12 segundos 0.25/s/muestra es igual a 48 muestras, o una muestra cada 75 RPM. No obstante, la resolución se reduce a incrementos de 24Kcpm 100 líneas, o 240 RPM de resolución entre líneas, lo que da 3,600/240 RPM, o 15 puntos de datos en el rango de frecuencias entre 0 y 3600 RPM. Un procesamiento con 80% de solapamiento, es decir 20% de datos retenidos con 100 líneas, con 100 Hz (6000 CPM) de ancho de banda provee el tiempo de adquisición de la figura 9-21.

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Figura 9-21. Ensayo de parada con Peak Hold

Figura 9-22. Ensayo de parada de una turbina a vapor Los 100 puntos resultantes a intervalos de 60 RPM con una resolución de 100 CPM pueden proveer un gráfico adecuado. Debe reconocerse que una pequeña cantidad de nuevos datos contenidos en cada punto procesado comprometen los resultados analíticos. Bajo esas condiciones se necesita un filtro tracking. La figura 9-22 muestra datos de parada de una turbina de vapor analizada por un analizador FFT. En este ejemplo la parada y arranque requieren tanto tiempo que la adquisición de datos no es adecuada. La caída en este espectro a 2,400 RPM significa que el rotor está doblado.

9.6.6 Uso de Gráficos Polares La figura 9-23 es un gráfico polar producido por un filtro tracking sincrónico de un test de arranque de una turbina generadora. ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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Figura 9-23. Diagrama polar de un arranque de un cojinete de un generador El gráfico usa la amplitud (pico a pico) y fase (ángulo entre la marca de referencia y la vibración pico) de la vibración a varias velocidades. El filtro tracking grafica la parte real (amplitud por coseno del ángulo de fase) y la imaginaria (amplitud por seno del ángulo de fase) a varias velocidades. La figura 9-23 muestra un ejemplo del diagrama polar. El generador opera en la dirección de las agujas del reloj, por eso los retardos de fase son medidos en esta dirección. El pequeño lazo en esta figura identifica la primera velocidad crítica del generador a 1000 RPM. Allí hay un cambio de fase de 90º. El lazo grande es la segunda velocidad crítica 2250 RPM. Esto muestra que la velocidad de operación esta por arriba de la segunda critica.

9.7 AMORTIGUACIÓN La información de amortiguación puede ser utilizada para identificar problemas que posiblemente ocurren cuando la máquina pasa a través o bien en la velocidad crítica. Si hay amortiguación considerable no es necesariamente dañino operar la máquina cerca de su velocidad crítica, pero una amortiguación inadecuada podría resultar en desastre. Se requieren datos de amortiguación para evaluar máquinas sujetas a desbalanceo de masa durante la operación, también aquellas que operan cerca de la velocidad crítica. La amortiguación para modo único puede ser estimada desde el dominio de tiempo, de frecuencia o por fase. Las técnicas de análisis modal son usadas cuando el sistema tiene más de un modo.

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9.7.1 Factor de Amortiguación y Decremento Logarítmico El dominio de tiempo de la vibración de una carcaza de turbina de vapor sujeto a un impacto se muestra en la figura 9-24. El período amortiguación natural, el cual es obtenido directamente desde el gráfico, es igual a 0.0125 segundos por ciclo. La frecuencia, que es inversa del período, es igual a 80.0 Hz. El factor de amortiguación puede ser calculado también desde la misma figura. El factor de amortiguación (x = C/CC) es la medida de la amortiguación modal viscosa. Este es definido como la relación entre el amortiguamiento del sistema y el amortiguamiento crítico. El amortiguamiento crítico es la menor magnitud de amortiguación que no admitirá la vibración. El factor de amortiguación varía de cero (no amortiguado) a uno (no vibración). Factores típicos de amortiguación son: 0.001 para acero, 0.05 para goma, 0.025 para máquinas con rodamientos y de 0.03 a 1.0 para máquinas con cojinetes de fricción. La recomendación del API (American Petroleum lndustry) es que las máquinas que pasan a través de la velocidad crítica deben tener un factor de amortiguación mayor a 0.0625.

Figura 9-24. Datos en el dominio temporal de un test de impacto en una carcaza de turbina

10. ÓRBITAS DE EJES Desde hace varios años, se ha vuelto una práctica habitual el instalar un conjunto de dos sensores de proximidad de corrientes parásitas en turbomáquinas de alta velocidad a fin de

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evitar falsas detenciones en el caso de que uno de los sensores falle. Los sensores están montados radialmente a 90° en cada cojinete. Algunos están instalados en las direcciones verticales y horizontales exactas, otros están sobre un eje a 45° de la horizontal a fin de tener en cuenta las líneas cortadas en los alojamientos de los cojinetes. Existen varias formas de observar las señales generadas por los sensores de proximidad, siendo los más comunes el formato de Bode y el plot polar. Estos diagramas establecen una relación entre la amplitud de vibración filtrada a la frecuencia de giro del rotor y la correspondiente componente de fase, en operaciones transientes o estacionarias. Las figuras generadas en estas condiciones se denominan curvas de Lissajous u órbitas de Lissajous. Una forma de entender rápidamente una órbita de esta naturaleza es concentrándose en el movimiento del centro del extremo del eje. Si pudiera ampliarse el movimiento de ese eje y disminuir la velocidad de rotación, se podría ver como se está moviendo dicho centro realmente. La pregunta sería entonces: ¿Está rotando siguiendo trayectorias circulares o elípticas? y ¿Qué significa esto?. Conocer el significado de la forma de las órbitas y la posición promedio del centro del eje es de gran ayuda para comprender la forma en que la dinámica de una falla progresa y de que manera se podría identificar la misma. Por lo tanto, el monitoreo de la órbita de los ejes y la posición promedio de la línea central dentro del cojinete suministra información importante y relevante a cambios en la condición de la máquina. Los diagnósticos concluyentes respecto a fallas en equipos rotantes dependen fundamentalmente de la calidad de los datos adquiridos del transductor. Datos de la vibración del porta cojinetes a través de sensores de velocidad o acelerómetros no permiten obtener información relevante a la respuesta dinámica del eje en un estado de malfuncionamiento, particularmente en las frecuencias bajas. Los sensores de proximidad pueden medir la respuesta relativa del rotor respecto al porta cojinete. Para aquellas máquinas que poseen un elemento de esta clase que sea dinámicamente muy activo se pueden utilizar un sensor de proximidad y uno de velocidad dispuestos en forma coplanar, resultando en lo que se conoce como movimiento absoluto del eje. Los sensores de proximidad de corrientes parásitas suministran dos tipos de señales: 1. Una componente de señal DC que monitorea la posición promedio del eje relativo al punto de montaje del sensor. 2. Una componente AC que registra el movimiento dinámico del eje relativo al sistema de montaje del sensor. En aplicaciones típicas de planta, las señales del transductor se procesan con un monitor de vibraciones radiales el cual suministra valores pico a pico en mils. Los sensores de proximidad son fundamentalmente aplicables a máquinas que utilizan cojinetes lubricados tales como las turbinas, bombas de altas RPM, compresores, etc. Aunque existe una gran diversidad de cojinetes lubricados, el uso de este tipo de sensores es universalmente ideal para monitorear el comportamiento dinámico de los ejes dentro de ellos, así como la capacidad de diagnóstico que es posible extraer de los mismos. Una disposición típica para el monitoreo de una máquina está basada, como ya se mencionó, en el uso de dos sensores de proximidad ortogonales (XY) montados en cada cojinete, que son los suministran

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las ya mencionadas señales de AC/DC. El diagnóstico suele ser más efectivo cuando se los utiliza con un sensor de referencia de 1x (favor). La identificación de la posición promedio del rotor en el cojinete (figura 10-1) está basada en las fluctuaciones de voltaje debido a la distancia relativa originada por el movimiento del mismo en condiciones de operación. Un método para obtener la posición de la línea central del eje requiere de un valor de voltaje de referencia en condiciones de máquina parada. En estas condiciones, se asume que el rotor está en reposo en la parte inferior del cojinete, por lo que todos los cambios de voltajes están referidos a dicha posición inicial. Luego de un arranque, a medida que aumenta la velocidad de la máquina, las mediciones de los voltajes con los dos sensores de proximidad indican el recorrido promedio de la posición del eje dentro del cojinete. A la velocidad de operación, la posición media del rotor se identifica entonces de manera sencilla. Analizando la posición media del eje dentro de la tolerancia diametral del cojinete se obtiene información referente al estado del mismo. Dicha información puede ser: 1. Alineación entre el cojinete y el acoplamiento 2. Estado de precarga en el rotor 3. Espesor de la película lubricante 4. Desgaste en el cojinete 5. El ángulo de altitud, ά

Figura 10-1. (a) El ángulo de altitud, ά indica cambios en el estado de precarga del cojinete, (b) Razón de excentricidad que indica la cercanía del eje al centro del cojinete El ángulo de altitud (ά) se define como el ángulo entre la dirección de la carga estacionaria sobre el rotor (tal como la fuerza de gravedad o la del fluido) cuya dirección puede ser desconocida y una línea que conecta los centros del cojinete y del eje. Este ángulo se puede obtener fácilmente de la medición de la posición de la línea central del eje determinando cuidadosamente la tolerancia del cojinete y el voltaje de referencia a velocidad cero. En tanto la alineación sea correcta, un ángulo de altitud que se aproxime a 90° es un índice de inestabilidad.

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Figura 10-2. Posición promedio de la línea central del eje dentro de las tolerancias del cojinete, utilizando dos sensores de proximidad ortogonales Como regla general, la posición ideal de un rotor en el cojinete para una máquina que gira en sentido horario sería dentro del cuadrante inferior izquierdo, con un valor del ángulo de altitud que oscila entre los 20 y 60 grados. La componente AC de la señal de cada transductor es periódica tal como se observa en el ejemplo de la figura 10-3. La superior representa una forma de onda filtrada en 1x, mientras que la inferior representa la forma global de vibración.

Figura 10-3. La figura superior es la señal filtrada en 1x, mientras que la inferior es la señal completa Para establecer cómo se forman las órbitas debemos considerar en primer lugar que las formas de onda producidas por cada sensor son señales de vibración individual generadas en una posición angular específica sobre el rotor y que están relacionadas a la posición lateral del movimiento del eje en ese plano. En la disposición XY los valores individuales representan valores pico a pico de desplazamiento en su plano angular respectivo y se grafican en la forma Amplitud vs. Tiempo como se indica en la figura 10-4.

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Figura 10-4. Gráficos amplitud vs tiempo y amplitud versus amplitud La figura 10-5 muestra la forma de onda típica, las formas de onda vertical y horizontal para desbalanceo de masa, así también como el Trigger de un rotor CCW utilizando un sensor de proximidad para el disparo del Trigger. Si se hubiera utilizado un sensor óptico para el Trigger podría tener un pulso positivo que conduciría a una secuencia reflexión/ no reflexión.

Figura 10-5. Convenciones sobre medición con osciloscopio

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Figura 10– 6. Diagrama polar típico. El origen de la formación de las órbitas tiene lugar cuando se plotean en forma simultánea las dos formas de onda XY como modo de eliminar el factor común tiempo. El resultado es el típico diagrama polar (figura 10-6). Este diagrama se puede obtener tanto para los valores totales de vibración como para señales filtradas en 1x utilizando un fasor. Estas representaciones son factibles de obtenerse en un osciloscopio o en un analizador de señales con dos canales de entrada y un tercer canal de disparo. La figura de una órbita tal como se la ve en la pantalla de un osciloscopio es simplemente un haz de luz puntual que se mueve muy rápidamente de forma tal que para el ojo la misma aparece en la pantalla como una figura de trazo continuo. Este punto móvil representa el movimiento de la línea central del eje tal como lo observan los sensores de proximidad, y la órbita será entonces la trayectoria de la línea central del rotor. Si el pulso alimenta la entrada de intensidad "Z" de un osciloscopio, éste intensifica el punto en el momento en que la marca pasa por la posición del fasor, por lo que esta "mancha" representa la posición de la línea central del eje en el instante en que éste pase por el sensor de referencia. Esta técnica permite no solamente disponer de la información de amplitudes pico a pico del movimiento del eje, sino también de fase respecto al pulso 1x. La forma de la órbita y la posición media del eje dan información adicional respecto a la carga sobre el rotor y las diferencias de elasticidad en la posición del eje dentro del cojinete. Para realizar un diagnóstico apropiado con este tipo de técnicas, es necesario disponer de los parámetros típicos del cojinete de la máquina tales como la tolerancia diametral del mismo y tipo de cojinete utilizado. 10.1 POSICIÓN DEL EJE Y ÓRBITAS A continuación se presenta algunos casos que ejemplifican cambios en la condición del estado de una máquina. En cada caso se muestra la posición relativa del eje dentro de la tolerancia permitida por el cojinete, junto a la órbita asociada. Estos ejemplos progresan de una condición normal de operación a un estado de mal funcionamiento.

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El primer caso está representado en la figura 10-7(a) y es representativo de una máquina en buenas condiciones. Los datos de la línea de posición del eje muestran que el rotor se encuentra en el cuadrante inferior izquierdo. La órbita no muestra evidencia de carga anormal.

(a)

(b)

Figura 10-7. (a), (b), (c) Condición de precarga alta, evidenciada por el recorrido de la línea central hacia el segundo cuadrante. La forma de “8” de la órbita sugiere presesión en reversa, índice de una precarga alta El segundo caso se representa en la figura 10-7(b) y demuestra en que forma un mal funcionamiento tal como la desalineación entre dos máquinas puede afectar tanto la posición del eje y la forma de la órbita como resultado de un estado de precarga sobre el rotor. Si las fuerzas de restauración elásticas de la máquina son iguales en todas direcciones y la única fuerza que actúa sobre el rotor proviene de un desbalanceo residual, entonces la órbita debería

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ser circular. Otras fuerzas o restricciones desiguales son causas que hacen que el rotor responda con formas de órbitas no circulares. Por último en la figura 10-7(c) se observa una condición de carga progresiva que da como resultado una forma de órbita similar a un "8". La posición promedio asociada del eje se encuentra en el cuadrante superior izquierdo del plot polar. Estas condiciones indican un estado de excesiva sobrecarga sobre el rotor que puede ser el resultado de una desalineación acoplado con una cañería muy deformada y/o problemas severos en el cojinete. Los casos ilustrados muestran como la posición de la línea central responde con el tiempo a una precarga creciente en forma unidireccional, progresando desde condiciones normales a una de precarga que da lugar a la clásica forma en “8”. Es decir que, observando la evolución de la órbita en el tiempo, se puede determinar y capturar el grado de planitud de dicha condición de precarga. Típicamente, un valor alto de precarga no es un “8” perfecto, sino que suele mostrar lazos de diferentes tamaños. Las precargas que afectan a estos sistemas, caen en diferentes categorías. Precargas radiales incluyen la gravedad, fuerzas del fluido, sellos, y tensiones en la cañería. A su vez, las precargas que afectan a un rotor se encuentran categorizadas en dos partes, a) precargas livianas, incluyen el efecto de la gravedad, desalineación térmica y procesos de cambios que actúan sobre el rotor, b) precargas altas: debidas a un grado de excentricidad alto que dan lugar a un incremento importante en la elasticidad del cojinete, siendo las probables causas, fuerzas de cañerías actuando sobre la carcaza de la máquina o una desalineación severa. En cualquier caso, las precargas pueden ser dañinas si las fuerzas involucradas son lo suficiente intensas como para generar fatiga, que dan lugar a un desgaste excesivo del cojinete, fatiga del eje, fisuras en ejes, etc. Al observar las formas de las órbitas, precargas crecientes fuerzan al rotor a tener un movimiento cada vez más elíptico dentro del cojinete. La respuesta inicial es un cambio en 1x seguido por un aumento en otras frecuencias tales como 2x, lo cual indicaría una severa desalineación u otro tipo de malfuncionamiento. La figura 10-8(a) muestra dos órbitas del mismo tamaño y forma, con diferente orientación y precesión. La órbita “A” se puede considerar normal para un cojinete con el eje girando en sentido antihorario, pero anormal para el sentido horario. La inversa es cierta para la figura “B”. Es de notar la mancha oscura y el blanco precedente en la precesión de la órbita. A partir de esta marca es posible determinar la dirección de precesión de la vibración. Es la terminología “blanco-brillante” la que permite inferir la dirección de la vibración dada por la posición del fasor sobre la posición de la órbita. En las figuras 10-8(a)-(d) se pueden ver diferentes tipos de órbitas que son representativas de problemas potenciales. En el primer caso se trata de un rotor con precarga mínima (diferentes de las normales, gravedad – fluídicas – etc.) y cuya frecuencia predominante es 1x. En el caso de que exista desalineación (la causa más común de precarga), la forma de la órbita presenta características similares a la de la figura 10-8(b). La órbita de la figura 10-8(c) muestra una componente subsincrónica tal como se ilustra por las 2 manchas debidas al fasor. Esta forma sugiere una vibración auto excitada debido al fenómeno de batido de aceite (en general este tipo de inestabilidades ocurre a una frecuencia entre 30% y 48% de 1x). Si esta órbita se la analiza en un osciloscopio se observa que las dos manchas rotan lentamente en sentido contrario al de la máquina, lo que indica una subsincrónica de frecuencia menor al 50% de 1x.

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Si fueran totalmente estacionarias indicarían una frecuencia exactamente igual al 50% de 1x y si rotan en el sentido del rotor implica una subsincrónica mayor al 50% de 1x. La figura 10-8(d) muestra un proceso de malfuncionamiento destructivo, conocido como latigazo de aceite. En este caso las frecuencias que aparecen pueden o no estar armónicamente relacionada con 1x, si no lo están las manchas producidas por el fasor se mueven en una forma aleatoria, es decir, que las manchas nunca aparecen estacionarias. Esta condición suele estar acompañada de altos valores de vibraciones. Otra condición de malfuncionamiento en un rotor y que se manifiesta claramente en la forma de la órbita es el roce, situación esta que aparece cuando un eje en rotación entra en contacto con una parte estacionaria de la máquina. Este es un efecto secundario del malfuncionamiento de una máquina que implica un incremento en los niveles de vibración y cambios en la forma de la órbita, así como de la posición media del eje. Una vez que este fenómeno continúa pasa a ser dominante. La órbita puede tomar diferentes formas, desde un lazo en forma de “8” con amplitudes crecientes con el tiempo, hasta una forma circular completa (rozamiento anular completo). Otra indicación de un estado anómalo de esta naturaleza se da por un incremento en la temperatura en el sistema, particularmente en el aceite lubricante. En el caso de rozamiento parcial la frecuencia fundamental es de 50% de 1x lo que implica una órbita en forma de “8” con dos manchas del fasor presentes. Debido a la falta de regularidad de contacto con las partes estacionarias en un roce parcial suelen aparecer otras frecuencias en la progresión de las órbitas: 0.25x, 0.33x, etc. La figura 10-9(b) muestra la forma de órbita a una frecuencia de 0.33x que es un lazo móvil con 3 manchas del fasor.

(a)

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(b)

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(c)

(d)

(e)

(f)

Figura 10-8. (a) Precesión de la órbita vista en un osciloscopio por la posición del blancomancha, (b) Máquina con características mínima de precarga y sin problemas, (c) Máquina con desalineación, amplitudes grandes en el plano de vibración, (d) Máquina con una componente subsincrónica en aproximadamente ½ X, (e) Máquina con fuerza de precarga, (f) Órbita normal

(a)

(b)

Figura 10-9. (a) Máquina con excitación subsincrónica en la primera resonancia cuando la velocidad está por encima de dos veces dicha frecuencia de resonancia, (b) Máquina con excitación subsincrónica en 1/3 X causada por rozamiento parcial

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(a)

(b)

Figura 10-10. (a) Órbita vertical con razón 2:1 en amplitud, (b) Órbita horizontal con razón 2:1 en amplitud La figura 10-10 (a) muestra la órbita que se genera si el cociente de amplitudes vertical/ horizontal es 2:1, lo que podría deberse a una razón similar de las elasticidades en esas direcciones, o también a una precarga horizontal (por desalineación) que restringe el movimiento en esa dirección. En la figura 10-10(b) se muestra lo que sucede con la órbita si se invierte el cociente de amplitudes. En particular este tipo de órbitas es típica en grandes turbinas equipadas con cojinetes elípticos. En estas unidades, la tolerancia horizontal es a menudo 2 veces la vertical por lo que las elasticidades asociadas permiten que la vibración horizontal sea mayor que la vertical. En todos los casos el movimiento resultante en el cojinete dependerá de las fuerzas aplicadas y la elasticidad asociada:

Respuesta =

Fuerza Rigidez

La anterior fórmula indica que cuanto menor sea la rigidez mayor será la respuesta del sistema. Naturalmente, el movimiento vibratorio se puede suprimir incrementando la elasticidad, pero a costa de nuevos problemas. Por ejemplo, un rodamiento de bolas o rodillos es más rígido que un cojinete con película de aceite, pero a costa de alterar fuertemente los modos de vibración. Además, valores de elasticidad altos implican desplazamientos pequeños con valores bajos de amortiguamiento en cuyo caso el rotor podría no pasar por una velocidad crítica, alterando la estabilidad del sistema. De este modo, una máquina que ha estado trabajando en forma correcta durante años se puede volver autodestructiva por el cambio en la elasticidad, asociada al sistema rotor-cojinete. El mismo tipo de argumento es aplicable al cambio del tipo de cojinete de desplazamiento. Claramente entonces, las amplitudes de vibración tanto en el dominio temporal como en el de la órbita pueden estar influenciadas por una combinación del sistema de fuerzas y vínculos. Además de esto, las amplitudes de vibración (que son cantidades vectoriales desde el punto de vista de la dinámica de rotores) pueden ser influenciadas por cambios mecánicos que producen

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variaciones de fase entre las señales de los sensores de proximidad (X-Y). Esto puede verse claramente en las figuras 10-11 (a), (b), (c), (d). En cada uno de esos casos, la amplitud y la frecuencia de la vibración son idénticas para ambos sensores, siendo la fase relativa entre ambas señales temporales, la única diferencia distintiva.

(a)

(b)

(c)

(d)

Figura 10-11. Variaciones de fase. (a) 0° de diferencia de fase, (b) 45° de diferencia de fase, (c) 90° de diferencia de fase, (d) 180° de diferencia de fase En cada uno de estos dos casos la elipse colapsó en una línea recta. La siguiente figura 10-12 (a), (b), (c), (d) representa un conjunto de figuras de Lissajous en donde las amplitudes de los dos sensores se mantienen constantes mientras que la frecuencia horizontal es dos veces la vertical. Este es el caso de una precarga radial muy grande (desalineación severa) en donde la señal del transductor vertical está dominada por la componente 1x y la horizontal exhibe una componente en 2x. Como en el caso anterior, la diferencia entre cada figura es la diferencia de fase entre ambas señales manteniendo constantes los otros parámetros.

(a)

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(b)

(c)

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(d) Figura 10-12. Figuras de Lissajous En la figura 10-13 se presenta una situación que suele ocurrir con presencia de variación en frecuencia en ambas señales de vibración del eje. En la misma se muestra una componente de rotación 1/2x y 1x en ambos canales de medición. En la figura (a) se muestra la órbita para el caso de una relación de amplitud 1:1. Este tipo de órbita posee un lazo interno representativo de una excitación en 1/2x, mientras que el caso (b) muestra la forma en que degenera la órbita si se incrementa la razón de amplitudes subsincrónica a sincrónica, observándose la tendencia a una forma circular. Lo opuesto ocurre si dicho cociente de amplitudes disminuye, en cuyo caso el lazo interno vuelve a incrementarse hasta degenerar en una circular (como es de esperar), casos (c) y (d).

(a)

(b)

(c)

(d) Figura 10-13. Variación de la órbita con frecuencias subsincrónicas a 50% de 1x y cambios en la razón de amplitudes Las figuras 10-14 y 10-15 muestran combinaciones adicionales de frecuencias subsincrónicas y supersincrónicas con diferentes relaciones de amplitudes tal como se observa en la descripción de cada una de ellas. El caso (a) muestra una condición de igual amplitud en ambas frecuencias, con una razón de 0.75 entre la frecuencia subsincrónica a sincrónica. Se nota una ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

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multiplicidad de lazos que se generan en estas condiciones, de muy difícil interpretación que hace necesario el auxilio de un analizador digital de señales para lograr interpretar dicha forma de órbita. El caso (b) muestra un componente sub de 1/2x con un cociente de amplitudes de 2:1 entre la subsincrónica y la de 1x. La forma es similar al caso (b) de la figura 10-13, la cual puede llevar a la errónea conclusión de que la única frecuencia presente es la sincrónica. Nuevamente aquí es necesario la utilización de un analizador digital conjuntamente con un fasor. Los diagramas (c) y (d) describen las órbitas resultantes luego de incrementar la razón de amplitudes de la subsincrónica a sincrónica con una disminución del cociente de frecuencias respectivo. El caso (c) mantiene la misma relación de amplitudes que el (b), observándose que la órbita aparentemente simple de (b) ha evolucionado en una forma más compleja con tres lazos bien definidos dentro del lazo principal. En el caso de reducir la razón de frecuencias a 1/10 e incrementarse el cociente de amplitudes de 5:1 se obtiene el caso representado en (d) con 9 lazos internos.

(a)

(b)

(c)

(d) Figura 10-14. Formas de órbitas con diferentes cocientes de amplitudes y frecuencias entre la componente subarmónica y la 1x El conjunto de órbitas de la figura 10-15 enfatiza la presencia de una vibración supersincrónica combinada con la de 1x. En general, la componente subsincrónica tiene una tendencia a exhibir amplitudes mayores que la de 1x y en general lo inverso es cierto para las frecuencias mayores a la de giro. En el caso de la figura anterior, las órbitas se construyeron con amplitudes supersincrónicas que son una fracción de la correspondiente a 1x. El caso (a) muestra la influencia de una componente de 2x con amplitud de ½ de la fundamental. El rasgo característico de esta órbita es su indentación en la parte inferior de la misma. El caso (b) muestra una supersincrónica 5:1 de 1x con una razón de amplitudes 1:1. El resultado es una roseta simétrica. Naturalmente, en cualquiera de los casos mencionados es necesario disponer como mínimo de un analizador de

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señales para determinar las frecuencias componentes. El comportamiento en el caso (b) es un candidato natural para filtrar la componente de 1x y analizar el resto. El caso (c) muestra un caso típico del comportamiento de una órbita con una componente supersincrónica de alta frecuencia. La característica de este tipo de fenómeno es una órbita con lazos externos.

(a)

(b)

(c)

(d) Figura 10-15. Variación de la forma de la órbita con el cociente de amplitudes y frecuencias supersincrónicas respecto a 1x La comparación de los casos de la figura 10-14 (d) y la figura 10-15 (c) indicaría que la forma de los lazos, interiores o exteriores, bastaría para determinar la presencia de componentes de alta frecuencia o de frecuencias menores a 1x. Esta conclusión puede llegar a ser errónea tal como se ve en el caso (d) de la figura 10-15 en donde se muestra que es posible lograr combinaciones de frecuencias y amplitudes que den una órbita de apariencia opuesta: se observa en este caso que dicha figura es similar al caso (d) de la figura 10-14. En esta situación, como en otros casos mencionados es necesario que el analista recurra a la ayuda adicional de otras herramientas para realizar un diagnóstico más preciso.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

201

Figura 10-16. Órbitas de 1/4x y 1x. Whirl hacia delante y atrás El fenómeno de batido de aceite en cojinetes de deslizamiento se caracteriza por una frecuencia que es una fracción de 1x. El movimiento del eje en el cojinete puede estar en el mismo sentido de giro del rotor tal como ocurre en los fenómenos de batido y latigazo de aceite, o el caso del movimiento producido por fluido atrapado en el rotor. El caso de batido hacia atrás se origina por efecto de rozamiento entre partes móviles y fijas tal como rotor estator (situaciones no muy comunes). En situaciones reales el movimiento de batido no sincrónico está acompañado por un movimiento similar a la frecuencia sincrónica asociado con un desbalanceo residual o desalineación. La órbita de tales movimientos es compleja y similar al caso (c) de la figura 10-14 y se muestra en la figura 10-16. La primer figura muestra la órbita en un caso de remolino de aceite con movimiento de precesión hacia delante del eje del rotor (como en el caso de batido o latigazo), mientras que la segunda representa un caso típico de precesión hacia atrás como sucede en el caso de rozamiento. En ambos casos las amplitudes de las dos frecuencias se suponen aproximadamente constante con la frecuencia no sincrónica en 1/4x. Se nota en ambas figuras las 4 marcas originadas por el fasor debido a dicha componente de frecuencia. En la figura 10-17 se muestra como la regla de los lazos internos de las órbitas permiten estimar el cociente de la velocidad del rotor a la frecuencia de batido, el cual es igual al número de lazos internos más 1, mientras que en el caso de lazos externos menos 1 es igual al cociente entre 1x y la frecuencia de precesión hacia atrás. De todos modos es necesario siempre tener presente que la regla de lazos internos y externos permite determinar el cociente de frecuencias pero no permite diferenciar entre subarmónicas y órdenes, para lo cual es necesario como mínimo disponer de un análisis espectral con un analizador digital de señales.

Figura 10-17. Precesión sincrónica hacia delante

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

202

Figura 10-18. Relación entre la frecuencia de remolino y la 1x vista desde el dominio temporal El valor absoluto del cociente de la velocidad del rotor a la de precesión debido a remolino está dado por las marcas temporales de la señal de disparo. El número de ellas en cada ciclo de la órbita nos indica cuantas revoluciones ha realizado el eje durante un período completo de la vibración (órbita). Por ejemplo, si se tienen cuatro marcas temporales por ciclo de la misma, significaría que el eje ha completado esa cantidad de rotaciones tal como se indica en la figura 10-18. Otra clase de órbita asociada a vibraciones subarmónicas se origina en: la vibración de un rotor en su frecuencia natural cuando se opera a velocidades altas, cuando hay partes flojas en la fundación o en el soporte del cojinete, o bien cuando un cojinete o sello que normalmente trabajó fuera de contacto con el estator comienza a interactuar localmente con él o bien cuando la elasticidad del pedestal gobierna la elasticidad del soporte.

Figura 10-19. Respuesta subarmónica en una frecuencia natural La órbita es única porque el movimiento oscilatorio es plano en lugar de circular, ya que el movimiento dominante ocurre en una dirección. Cuando se superpone con la señal de respuesta en 1x, la órbita resultante (alineada en el plano que domina la vibración, donde el remolino hacia delante del eje del rotor generará lazos externos) producirá N- marcas de la señal de disparo en 1x (donde N es la frecuencia natural enésima). Este hecho se observa en la figura 10-19 (a) (b) para N = 1,2,3,4 (este tipo de órbita ha sido calculada y observada). La segunda parte de la figura muestra otros aspectos de la respuesta vibratoria de un rotor en una frecuencia natural que es aproximadamente el doble de 1x. La órbita realiza dos convoluciones, pero sólo se observa una marca por revolución de la órbita. La frecuencia dominante en este caso es 2x en una dirección con una componente menor en 1x en el plano perpendicular.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

203

El análisis de la órbita y la medición del DC debido a la excentricidad del eje de un rotor en su cojinete es uno de los métodos más convenientes para distinguir entre desbalanceo y desalineación, donde en su etapa inicial ambos fenómenos se presentan con una forma elíptica de la órbita. A medida que la desalineación se hace cada vez más severa el cojinete impone restricciones adicionales al movimiento del rotor de forma que el centro del eje ya no puede realizar una trayectoria completamente elíptica. En la figura 10-20 se muestra las sucesivas etapas del desarrollo de la órbita en una desalineación progresivamente creciente. Se sigue observando una marca por revolución tanto en uno como en dos lazos. En este último caso se observa una componente de 2x en el espectro. La orientación de la órbita dentro del cojinete muestra la dirección de la precarga (perpendicular a la parte plana de la órbita) causada por la desalineación.

Figura 10-20. Deformación de la órbita en una desalineación progresiva

10.2 COHERENCIA La coherencia mide la relación lineal en grados entre dos señales de frecuencia. Toma valores entre 0 y 1, sin coherencia (0) hasta una coherencia total (1). La coherencia se obtiene midiendo con un equipo analizador de espectros de dos o más canales en la función de canal cruzado (cross channel). 10.2.1 Propiedades de Sistemas Lineales Los cálculos para la coherencia dependen de si el sistema evaluado es lineal o no. Muchos de los sistemas en el mundo real tienden algunas veces a no ser lineales, pero son generalmente lineales en el rango de frecuencias donde normalmente analizamos los datos. Las características básicas de un sistema lineal son: • La salida es proporcional a la entrada. Otra forma de decir esto, es que la salida puede ser predecida desde la entrada cuando las propiedades del sistema son conocidas. • La suma de las entradas es igual a la suma de las salidas. • La frecuencia de salida es igual a la frecuencia de entrada. Todos los cálculos desarrollados por el analizador multicanal dependen de si el sistema medido es lineal. Muchos sistemas reales algunas veces son no-lineales, pero ellos son bastante lineales para desarrollar nuestros cálculos. Dos buenos ejemplos de no-linealidades pueden ser observados en máquinas con juego y fisuras en las estructuras de las mismas. ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

204

Si se analiza la primera característica de un sistema lineal y si se tiene un sistema lineal, puede ser posible realizar una excitación conocida (como un martillo de impacto) y medir la respuesta del sistema con un acelerómetro. Las diferencias entre la entrada (fuerza del martillo de impacto) y la salida (respuesta del sistema) son propiedades del sistema vistas frecuencia a frecuencia. Las propiedades de un sistema consideradas para un análisis de frecuencias son masa, rigidez y amortiguación. Estas propiedades son utilizadas para calcular la frecuencia de respuesta de una entrada conocida. Para esta tarea el analizador multicanal es una herramienta muy útil. La coherencia puede ser usada en muchos campos, pero posiblemente el más importante es el de realizar pruebas de resonancia de un sistema. El análisis cruzado (cross channel) y la coherencia pueden ser colectados en el campo con un analizador multicanal. Esto permite al analista determinar el movimiento relativo entre los dos sensores, los cuales aseguran que la coherencia es aceptable entre ellos. Recuerde que un valor de coherencia 1.0 indica que los dos sensores están bien relacionados mientras que un valor de coherencia 0.0 indica que las señales no están relacionadas entre sí. Normalmente un valor de coherencia aceptable es por encima de 0.9 en un medio de bajo ruido y por encima de 0.7 en un medio de alto ruido.

10.3 ANALISIS CRUZADO DE FASE Las ventajas que podemos obtener con el análisis cruzado de fase son: • Un ángulo de fase de cualquier frecuencia puede ser obtenido entrando el rango de frecuencia máxima, sin utilizar las frecuencias sincrónicas. • La máquina no debe ser parada para colocar cintas de referencia en el eje. • Cuando se analiza la máquina, las funciones forzantes sospechosas deben ser identificadas y se debe determinar un protocolo de análisis. El análisis cruzado de fase permite usar el cursor en cualquier frecuencia de interés y evaluar el ángulo de fase para cada una de ellas. El procedimiento para medir el análisis cruzado de fase es dejar un sensor en una posición fija mientras que el otro sensor es colocado en los puntos de medición que se necesiten. La posición y dirección del sensor fijo no es relevante. Todas las medidas de fase de los diferentes puntos son relativas al sensor fijo.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

205

11. BIBLIOGRAFÍA

BUSCARELLO, Ralph. Soluciones Prácticas a Problemas de Vibración y Mantenimiento en Maquinaria. Update International, 1992. COMPUTATIONAL SYSTEMS INCORPORATED. Electric Motor Diagnostics. Knoxville, Tennessee 1993 COMPUTATIONAL SYSTEMS INCORPORATED. Mastertrend Plus User’s Guide. Knoxvelle, Tennessee 1995. CRAWFORD, Arthur. The Simplified Book of Vibration Analysis. CSI. HARRIS, M. Cyril. Shock and Vibration Handbook. Mc. Graw Hill Company, 1988. HARTOG, J.P. Den. Mechanical Vibrations. Dover Publications Inc., 1985. JACKSON, Charles. The Practical Vibration Primer. Gulf Publishing Company Book Division, 1979. NEBENDAHL, Dieter. Sistemas Expertos. Marcombo Boixareu Editores, 1990. RANDALL, R.B. Frecuency Analysis. Bruel and Kaer, 1987. RINCON, Indemeyer. Desarrollo de una Metodología Para la Construcción de Sistemas Expertos en el Dominio del Diagnóstico Bajo la Perspectiva del Análisis de Vibración. Univalle, 1992. VIBRATION INSTITUTE. Vibration. U.S.A.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

206

ANEXO 1. VENTILADORES Un ventilador es una máquina rotativa que pone el aire o un gas en movimiento. Podemos definirlo como una turbomáquina que transmite la energía para generar la presión necesaria con la cual mantener un flujo continuo de aire. Un ventilador en general consta de un motor de accionamiento, generalmente eléctrico, con los mecanismos de control propios del mismo: arranque, regulador de velocidad, conmutación de polaridad, etc. y un propulsor giratorio en contacto con el aire, al que le transmite la energía. Este propulsor adopta la forma de rodete con alabes, en el caso del tipo centrífugo o de una hélice con palas de silueta y en número diverso en el caso de los axiales. El conjunto, o por lo menos el rodete o la hélice, van envueltos por una caja con paredes de cierre en forma de espiral para los centrífugos y por un marco plano o una envoltura tubular en los axiales. La envolvente tubular puede llevar una reja radial de álabes fijos a la entrada o salida de la hélice llamada directriz, que guía el aire, para aumentar la presión y el rendimiento del aparato. Los problemas que más frecuentemente se encuentran en los ventiladores se pueden resumir así: 1 DESBALANCEO Es quizás la fuente de vibración más común en los ventiladores. Se produce cuando el eje de giro de un elemento rotatorio (hélice o rodete) no pasa por su centro de masas (desbalanceo estático) o de pasar por su centro de masas, no coincide con el eje principal de inercia del rotor (desbalanceo dinámico). La vibración producida por el desbalanceo se caracteriza porque su frecuencia es igual a la velocidad de rotación. 2 DESALINEAMIENTO Esta causa es tan común como el desbalanceo aunque se utilicen acoples flexibles o rodamientos autoalineables. El desalineamiento produce vibraciones axiales y radiales proporcionales al grado del defecto. Podemos tener desalineamiento paralelo, angular, combinación de ambos y entre poleas. 3 HOLGURAS O JUEGOS Normalmente provienen de tornillos flojos o rodamientos con juego internos o externos demasiado altos. No se producirá vibración a menos que existan otras fuerzas como las de desbalanceo o desalineamiento. 4 DEFECTO EN RODAMIENTOS

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

207

Originan vibración cuando existen defectos en las pistas, los elementos rodantes o la canastilla. Para incrementar su vida útil se deben tener buenas técnicas de montaje, lubricación y evitar problemas como desbalanceo y desalineamiento. 5 FUERZAS AERODINÁMICAS Son generadas por defectos en la fabricación del rotor y fisuras o grietas en el mismo. Generalmente se presentan espectralmente en el número de álabes por la velocidad de rotación.

CASO DE ESTUDIO No. 1 En la caldera de una planta se ha reemplazado el rotor de un ventilador (observe punto 1 de la gráfica No. 1) Junto con el cambio de rotor también se cambiaron los rodamientos, en los cuales, después de haber estado trabajando por un día, de alguna manera se les infiltró agua. Ante este hecho se corrigió el problema de contaminación y el equipo fue puesto en línea nuevamente. Inmediatamente, se presentó un incremento en vibración (punto No. 2). Lo primero en que se pensó fue que los nuevos rodamientos se habían arruinado. Se dedujo por tanto que el rotor del ventilador se había desbalanceado debido al excesivo juego en dichos rodamientos. Se planeó cambiar los rodamientos, sin embargo las señales de vibración contaban una historia diferente. La historia era la siguiente: La alta vibración del ventilador se debía al desbalanceo de su rotor. Los nuevos rodamientos seguían en buen estado, pero continuaban presentando señales oscilatorias debido al desbalanceo del ventilador. El desbalanceo era tal que hacía aparecer a simple contacto como si los rodamientos estuvieran sueltos. La experiencia con los rotores de los ventiladores era que nunca habían tenido problemas de balanceo, se confiaba mucho en el taller donde se los reparaba, por lo tanto se trató de deducir que el problema provenía del analizador de vibración, pero gracias a un muy conocido experto en vibraciones que alguna vez dijo que “la pequeña caja negra nunca miente”, se realizó el balanceo del ventilador y el problema desapareció. En el medio de este análisis se determinó también que el motor estaba a punto de fallar. Tanta atención se había prestado al ventilador que no se consideró que el motor podía estar en mal estado. Se remplazó el motor y los niveles de vibración en ambas piezas del equipo se redujeron. Tendencia de vibración – Rodamiento lado ventilador

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

208

Gráfica No. 1 Toda la tendencia del nivel de vibración muestra cómo el cambio del rotor del ventilador (punto 1) mejoró los niveles de vibración solo por un momento. A los tres días el nivel de vibración retornó a los límites de alarma (punto 2). La caída de los niveles de vibración del punto 2 al 3 se debe al cambio del motor. El efecto de balancear el rotor del ventilador in situ se puede ver en la caída del nivel de vibración desde el punto 3 al 4. Los rodamientos del ventilador estaban todavía buenos y no necesitaron remplazarse. Tendencia del Nivel de Vibración – Rodamiento Lado Motor

Gráfica No. 2

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

209

Esta es la tendencia a lo largo de 7 años. El nivel de vibración dio un salto significativo del punto 1 al 2. La caída del nivel de vibración del punto 2 al 3 se debe al cambio del motor. El efecto de balancear el rotor del ventilador in situ se puede ver en la caída del nivel de vibración desde el punto 3 al 4 Punto No. 1. Vibración del Rodamiento Lado Motor Después de remplazar el rotor del ventilador y antes de remplazar el motor

Gráfica No. 3 En la carta de tendencia se muestra el reemplazo del rotor del ventilador en el punto 1. El nivel de vibración del rodamiento del ventilador estaba en el nivel de alarma (punto 2 en ambas cartas) y las lecturas de vibración en el motor indicaban un rodamiento malo. Se podía palpar que la vibración del rodamiento del ventilador estaba bien. Las señales del rodamiento del ventilador no mostraban ninguna fricción o alguna otra indicación de desplazamiento, así que se asumió que el motor tenía prioridad y requería ser remplazado lo mas pronto posible antes incluso de que cualquier acción fuese tomada sobre el ventilador. Los picos en la montaña de vibración que se presenta en la gráfica No. 3 son armónicos no sincrónicos y son indicativos de un rodamiento malo Punto No. 2. Vibración del Rodamiento Lado Ventilador Después de remplazar el rotor del ventilador y antes del reemplazo del motor

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

210

Gráfica No. 4 El rodamiento del ventilador muestra la generación de una banda ancha de frecuencia muy pequeña. La naturaleza de la banda ancha se debe usualmente a fricción y contacto metal – metal. Por ejemplo, la pequeña montaña de vibración de 60 a 80 órdenes es fricción. Si ésta fuera severa, entonces la montaña se extendería fuera de los 100 a 140 órdenes (tenga en cuenta que 60 órdenes equivale a 60 x la velocidad de carrera) Punto No. 3. Vibración del Rodamiento Lado Motor Después de remplazar el motor

Gráfica No. 5 El nivel de vibración cayó significativamente. Note como desapareció la montaña de vibración en el rango de los 80x a 120x órdenes. Esta lectura se tomó después de balancear el ventilador

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

211

Punto No. 4. Vibración del Rodamiento Lado Motor Después de balancear el ventilador

Gráfica No. 6 El nivel de vibración del motor no cayó mucho. Sin embargo, las frecuencias laterales desaparecieron. La señal de vibración es mas clara. Una desviación del rotor desde su centro magnético, tanto radial como axialmente, se mostrará como bandas laterales alrededor de la barra del rotor y frecuencia de ranura en el estator. Punto No. 3. Vibración del Rodamiento Lado Ventilador Después del cambio del rotor del ventilador y antes del cambio del motor

Gráfica No. 7 La gráfica muestra como aparecía la vibración antes de cambiar el motor y balancear el ventilador. Hay una frecuencia dominante en 1x (lado izquierdo de la gráfica) lo que indica desbalanceo del ventilador. La forma de onda (no se muestra aquí) también muestra una clara onda sinusoidal a 1x. Los múltiples picos son todos armónicos de frecuencia 1x. Esto indica

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

212

soltura. La pregunta era si en realidad se trataba de soltura o era que los rodamientos en buen estado trataban de contener un desbalanceo severo. El nivel de vibración no cambió significativamente cuando el motor se cambió y se continuaba presentando los armónicos. Punto No. 4. Rodamiento interno del Ventilador Después de balancear el ventilador

Gráfica No. 8 Después de balancear el ventilador, el nivel de vibración cayó desde 3.6 mils a 0.4 mils, un factor de 9. Observe la caída significante en la frecuencial 1x (pico lado derecho). La mayoría de los armónicos de 1x también desaparecieron. Los armónicos indicaban soltura, pero en este caso no era así, si no que era una condición de sobrecarga.

CASO DE ESTUDIO No. 2

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

213

El caso a tratar es del ventilador sobrefuego de la caldera No.5 el cual presenta múltiples armónicos de la velocidad de rotación, y levantamiento espectral en el rango de 60 KCPM a 120 KCPM. ANZ - VENT. SOBREFUEGO CALDERA 5 27617 -3VH 3 VENTILADOR HORIZONTAL

PK Velocity in In/Sec

0.30

ROUTE SPECTRUM 28-Mar-07 12:37:58 OVRALL= .2948 V-DG PK = .2938 LOAD = 100.0 RPM = 1776. RPS = 29.60

0.24 0.18 0.12 0.06 0 0

20000

40000

60000

Frequency in CPM 6 Acceleration in G-s

4

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:37:58 RMS = 1.43 PK(+) = 4.69 PK(-) = 6.07 CRESTF= 4.24

CF ALARM

2

PK ALARM

0 -2

PK ALARM

-4

CF ALARM

-6 -8 0

100

200

400

500

600

ANZ - VENT. SOBREFUEGO CALDERA 5 27617 -3VH 3 VENTILADOR HORIZONTAL

0.36 RMS Acceleration in G-s

300 Time in mSecs

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 12:38:40 RMS = 2.10 LOAD = 100.0 RPM = 1774. RPS = 29.57

0.30 0.24 0.18 0.12 0.06 0 0

30

60

90

120 150 Frequency in kCPM

180

210

240

Acceleration in G-s

10 8 6

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:38:40 RMS = 2.18 PK(+) = 8.33 PK(-) = 7.08 CRESTF= 3.83

CF ALARM

4 2

PK ALARM

0 -2

PK ALARM

-4 -6

CF ALARM

-8 0

20

40

60

80

100

Time in mSecs

La forma de onda tomada con la función PeakVue con un filtro pasa alta de 1000 Hz, muestra amplitudes de hasta 7.44 G’s, las cuales no se consideran normales para un rodamiento montado en un eje que gire a 1780 RPM.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

214

RMS Acceleration in G-s

ANZ - VENT. SOBREFUEGO CALDERA 5 27617 -3VH 3 VENTILADOR HORIZONTAL

0.40 0.35

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 12:38:21 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 1.54 LOAD = 100.0 RPM = 1783. RPS = 29.71

0.30 0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0 0

20000

40000

60000

Frequency in CPM

Acceleration in G-s

12 10

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:38:21 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 1.69 PK(+) = 7.44 PK(-) = 3.32 CRESTF= 4.41

8 6 CF ALARM

4 2

PK ALARM

0 -2

PK ALARM

-4 CF ALARM

-6 0

100

200

300

400 Time in mSecs

500

600

700

800

En el espectro y la forma siguiente tomada en el rodamiento lado ventilador, se observa un impacto no periódico en la forma de onda, llegando a una amplitud de 9.95 G’s (positivo) y 8.54 G’s (negativo). Esta amplitud al ser mayor indica que el problema mayor se encuentra concentrado este rodamiento. Igualmente la frecuencia 2xRPM, indica la presencia de desalineamiento entre los rodamientos y ejes. ANZ - VENT. SOBREFUEGO CALDERA 5 27617 -4VH 4 VENTILADOR HORIZONTAL

PK Velocity in In/Sec

0.16 0.14

ROUTE SPECTRUM 28-Mar-07 12:40:56 OVRALL= .2660 V-DG PK = .2646 LOAD = 100.0 RPM = 1775. RPS = 29.58

0.12 0.10 0.08 0.06 0.04 0.02 0 0

20000

40000

60000

Acceleration in G-s

Frequency in CPM 10 8 6 4 2 0 -2 -4 -6 -8 -10 0

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:40:56 RMS = 1.60 PK(+) = 9.95 PK(-) = 8.54 CRESTF= 6.23

CF ALARM PK ALARM PK ALARM CF ALARM

100

200

300 Time in mSecs

400

500

600

En el motor se observa la frecuencia de 7200 CPM y sus armónicos predominantes en el espectros tomado con la función peakVue con un filtro pasa alta de 1000 Hz. Igualmente en un espectro adquirido con rango de 240 KCPM, se observa la frecuencia de paso de barras o ranuras con bandas laterales a 7200 CPM, indicio de defectos de tipo eléctrico.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

215

ANZ - MOTOR SOBREFUEGO CALDERA 5 20109 -1MH 1 MOTOR HORIZONTAL

RMS Acceleration in G-s

0.5

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 12:32:04 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = .6650 LOAD = 100.0 RPM = 1799. RPS = 29.98

0.4 0.3 0.2 0.1 0 0

20000

40000

60000

Frequency in CPM

Acceleration in G-s

5 4

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:32:04 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = .6888 PK(+) = 2.48 PK(-) = 1.33 CRESTF= 3.61

3 2

CF ALARM PK ALARM

1 0 -1

PK ALARM CF ALARM

-2 -3 0

100

200

300

400 Time in mSecs

500

600

700

800

Este es el espectro de alta frecuencia adquirido a 240000 CPM. ANZ - MOTOR SOBREFUEGO CALDERA 5 20109 -1MH 1 MOTOR HORIZONTAL

RMS Acceleration in G-s

0.7

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 12:32:44 RMS = .8519 LOAD = 100.0 RPM = 1775. RPS = 29.59

0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0 0

30

60

90

120 150 Frequency in kCPM

3

210

240 WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 12:32:44 RMS = .8553 PK(+) = 2.41 PK(-) = 2.98 CRESTF= 3.48

CF ALARM

2 Acceleration in G-s

180

PK ALARM

1 0 -1 -2

PK ALARM

-3

CF ALARM

-4 0

20

40

60

80

100

Time in mSecs

CASO DE ESTUDIO No. 3

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

216

Utilizaremos en esta ocasión información colectada del distribuidor de bagazo de la caldera No.6. El primer espectro y la forma de onda muestra múltiples armónicos de la velocidad de rotación indicio de juego de tipo mecánico. En el segundo espectro en aceleración aparece levantamiento espectral entre 60 KCPM y 120 KCPM, mientras que en la forma de onda aparecen impactos de gran amplitud (26 G’s + y 23.59 G’s -), espaciados a la velocidad de rotación del equipo. ANZ - OFF ROUTE MACHINE OFF ROUTE -ORP OFF ROUTE MEASUREMENT POINT DATA

PK Velocity in In/Sec

0.08 0.07

ROUTE SPECTRUM 28-Mar-07 13:04:09 OVRALL= .1312 V-DG PK = .1305 LOAD = 100.0 RPM = 3586. RPS = 59.77

0.06 0.05 0.04 0.03 0.02 0.01 0 0

20000

40000

60000

Frequency in CPM

Acceleration in G-s

8 6

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 13:04:09 RMS = 1.88 PK(+) = 7.12 PK(-) = 6.84 CRESTF= 3.78

CF ALARM

4 2

PK ALARM

0 -2

PK ALARM

-4 -6

CF ALARM

-8 0

100

200

300 Time in mSecs

400

500

600

Label: DIST BAG -3H /CALD DZ ANZ - OFF ROUTE MACHINE OFF ROUTE -ORP OFF ROUTE MEASUREMENT POINT DATA

RMS Acceleration in G-s

1.0

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 13:04:51 RMS = 3.71 LOAD = 100.0 RPM = 3585. RPS = 59.76

0.8 0.6 0.4 0.2 0 0

30

60

90

120 150 Frequency in kCPM

180

210

240

30

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 13:04:51 RMS = 3.85 PK(+) = 26.05 PK(-) = 23.59 CRESTF= 6.77

Acceleration in G-s

20 10

CF ALARM

0

PK ALARM PK ALARM

-10

CF ALARM

-20 -30 0

20

40

60

80

100

Time in mSecs Label: DIST BAG -3H /CALD DZ

Los espectros tomados con la función PeakVue muestran armónicos de la velocidad de rotación, con impactos en la forma de onda relacionados con la velocidad del eje.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

217

ANZ - OFF ROUTE MACHINE OFF ROUTE -ORP OFF ROUTE MEASUREMENT POINT DATA

RMS Acceleration in G-s

1.2

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 13:06:05 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 1.85 LOAD = 100.0 RPM = 3584. RPS = 59.73

1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0 0

20000

40000

60000

Acceleration in G-s

Frequency in CPM 12 10 8 6 4 2 0 -2 -4 -6 -8

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 13:06:05 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 1.86 PK(+) = 9.28 PK(-) = 2.42 CRESTF= 4.99

CF ALARM PK ALARM PK ALARM CF ALARM

0

100

200

300

400 Time in mSecs

500

600

700

800

Label: DIST BAG -3A /CALD DZ

Las amplitudes de los niveles de vibración en todas las mediciones son mayores en la chumacera lado ventilador, indicando que el problema es mayor en este rodamiento. Se deben revisar los ajustes de los rodamientos con respecto a las chumaceras y de los manguitos con respecto al eje. Se debe verificar que el manguito asiente totalmente en el eje y no lo esté haciendo por áreas.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

218

RMS Acceleration in G-s

ANZ - OFF ROUTE MACHINE OFF ROUTE -ORP OFF ROUTE MEASUREMENT POINT DATA

2.4 2.1

ANALYZE SPECTRUM 28-Mar-07 13:07:31 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 3.40 LOAD = 100.0 RPM = 3586. RPS = 59.77

1.8 1.5 1.2 0.9 0.6 0.3 0 0

20000

40000

60000

Acceleration in G-s

Frequency in CPM 30 25 20 15 10 5 0 -5 -10 -15

WAVEFORM DISPLAY 28-Mar-07 13:07:31 (PkVue-HP 1000 Hz) RMS = 3.60 PK(+) = 25.05 PK(-) = 4.79 CRESTF= 6.96

CF ALARM PK ALARM PK ALARM CF ALARM

0

100

200

300

400 Time in mSecs

500

600

700

800

Label: DIST BAG -4H /CALD DZ

Otra cosa que se debe chequear en el ventilador es su estructura. En un monitoreo realizado a la estructura, aparece un segundo armónico de la velocidad de rotación, lo que puede estar indicando una deformación de la misma. Se debe realizar prueba de impacto a la estructura para determinar su frecuencia natural y análisis de fase para determinar si existe deformación en la misma.

ANALISIS DE VIBRACIONES NIVEL II

219