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• LuisUsseglio

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1) Las Armónicas 1x , 2x, 3x a que corresponden? La mayoría de los casos de desalineación son una combinación de los tipos descritos arriba. El diagnóstico está basado en picos 2x más fuertes que los picos 1x y en la existencia de picos axiales 1x y 2x. Noten que altos niveles axiales 1x no están causados por desbalanceo en rotores sobresalientes. Por ejemplo si una motobomba opera a 1750 rpm ¿Cuál es la frecuencia de rotación de esta máquina?

1750 cpm = 29.17 Hz. 60 Las frecuencias fundamentales son las más grandes del espectro. En máquinas rotatorias se define como la frecuencia de rotación del rotor, pudiéndose identificar con f0 o como 1x. Sus armónicas superiores se identifican como 2x, 3x, 4x,……….., 10x……..

60 1x

120 2x

180 3x

f(Hz) Orden

2.) -¿Cómo se calcula el TMBF si se tiene varios datos? R.- a) El tiempo medio entre fallos (MTBF) como medida de la Fiabilidad:

n

∑ TBF i MTBF = 0

n

[días]

Tiempo promedio entre fallas TF Numero de fallas N

MTBF = TF i N

3.) Formulas para calculo de frecuencias en Rodamientos diferentes?

A continuación encontrarán las fórmulas para el cálculo de las frecuencias de los tonos de rodamiento a partir de la geometría del rodamiento. Tiene un poco de imprecisión ya que la carga axial y los efectos de deslizamiento les afectan en una manera impredecible. Bpfi = Frecuencia de paso de bolas, anillo interior Bpfo = Frecuencia de paso de bolas, anillo exterior BSF = Frecuencia de rotación de la bola FTF = Frecuencia fundamental de tren Bd = Diámetro de la bola Pd = El módulo de rodamiento n = número de elementos rodantes q = ángulo de contacto A continuación damos unas aproximaciones de frecuencias de tonos de rodamientos para los rodamientos más comunes. La FTF misma aparece Falla en el anillo exterior: Número de rodillos multiplicado por las raramente en un RPM por 0. 4 espectro de rodamientos. Falla en el anillo interior: Número de rodillos multiplicado por las Por lo general está RPM por 0. 6

involucrada con actividad Frecuencia Fundamental de Tren (FTF) = RPM por 0. 4 de bandas laterales El número de rodillos en la mayoria de los rodamientos es como lo explicamos a generalmente entre 8 y 12 , pero en rodamientos con un continuación. diámetro muy ancho, como los que se encuentran en las máquinas de papel, el número de rodillos puede ser más alto.

4.-¿Cómo determinamos el motor en el espectro si no tengo el giro de las rpm? R.- Si no tenemos las rpm tendríamos que tener algún dato del motor como ser

f =

1 1 ⇒T = T f

Y tendríamos las rpm con ella calcularíamos la frecuencia fundamental del motor y luego pasaríamos ha identificar en las coordenadas de frecuencias, con al que gira el motor en el espectro Velocidad sincrónica

NS =

120 ⋅ f l P

Siendo: NS

: Velocidad sincrónica expresada en r.p.m.

fl

: frecuencia de línea expresada en Hz.

P

: Número de polos del motor.

5.) Que significa RMS Resp.Significa que es el parámetro descriptor de amplitud de vibración más usado para máquinas El valor RMS representa un estimado del contenido energético en la vibración de una máquina o estructura. Este valor es ampliamente utilizado para cuantificar la severidad de la vibración en máquinas El valor RMS debe ser medido con un instrumento capaz de detectar el valor real RMS (true rms detector)

6.-¿Que es el factor de cresta? Resp.El Factor Cresta es igual a la amplitud del pico de la forma de onda dividida por el valor RMS. El propósito del cálculo del factor cresta es dar al analista una rápida idea de que tanto impacto está ocurriendo en la forma de onda. El impacto está continuamente asociado el desgaste del balero de rodillos, cavitación y desgaste de los dientes del engrane, el Factor Cresta es con el tiempo una tendencia para poder ver si la cantidad de impactos está incrementando o no.

fC =

PEAK [mm / s ] RMS = 0,707

Cuando: fc < 3 , entonces estamos dentro del rango. fc > 3 , entonces hay un problema. En una perfecta onda sinusoidal, con una amplitud de “1”, el valor RMS es igual a .707, y el factor cresta es entonces igual a 1.41. Una perfecta onda sinusoidal no contiene impactos y por lo tanto el factor cresta con un valor superior a 1.41 implica que hay algún grado de impacto.

fC =

PEAK [mm / s ] RMS = 0,707

La detección del valor PICO – PICO se emplea para las mediciones de desplazamiento. Los detectores de PICO y RMS se usan para las mediciones de velocidad y aceleración, pero recuerde que el valor RMS está relacionado directamente con la potencia de la señal vibroacústica medida.

7.) Si las mediciones han sido realizadas en posición H, V, y A orientar el diagnostico.

cual es la debe

Antes de entrar a realizar un diagnóstico con la ayuda de las patologías, es necesario observar los niveles de vibración que presenta cada uno de los puntos de la máquina. Muchas veces los espectros de vibración pueden presentar picos especiales, pero esto no significa que haya una característica de falla, ya que la máquina puede estar operando a condiciones normales dentro de los niveles establecidos por la norma. El problema se presenta cuando estos picos comienzan a aumentar su nivel y de esta manera incrementan el overall del punto.

Existen algunas normas internacionales que proponen unos estándares generales para varios tipos de máquinas y niveles de alarma. Estos niveles pueden aplicarse a una gran cantidad de máquinas, pero hay excepciones que exigen estudiar otras herramientas para poder llegar a una conclusión del estado de máquina. Existe una gráfica logarítmica que encarna valores de aceleración, velocidad y desplazamiento frente a una frecuencia específica.

9.) Como se determina las frecuencias y las amplitudes en un espectro. Se determina de la siguiente manera ,estas magnitudes pueden ser expresadas según las siguientes relaciones:

y (t ) = Y ⋅ sen(2 ⋅ π ⋅ f ⋅ t ) v(t ) = (2 ⋅ π ⋅ f ) ⋅ Y ⋅ sen(2 ⋅ π ⋅ f ⋅ t +

π

) 2 a(t ) = (2 ⋅ π ⋅ f ) 2 ⋅ Y ⋅ sen(2 ⋅ π ⋅ f ⋅ t + π )

De igual forma, estas magnitudes están relacionadas entre sí en términos de amplitud el decir, para ondas armónicas sus amplitudes se relacionan a través de la frecuencia de la propia onda, según:

V = Siendo:

A 2 ⋅π ⋅ f

; Y =

V 2 ⋅π ⋅ f

; Y =

A (2 ⋅ π ⋅ f )2

Y, la amplitud del desplazamiento V, la amplitud de la velocidad A, la amplitud de la aceleración 10.-¿Cómo se determina las frecuencias y las amplitudes? Para la Frecuencia.¿Cuál es la frecuencia de una vibración armónica cuyo periodo es de 50 ms?

f =

1 1 = = 20 (Hz ) T 0.050

Para la Amplitud Sea: Y = 254 µm = 0.254 mm y F = 20 Hz

V = 2 ⋅π ⋅ f ⋅ Y  0.254  V = 2 ⋅ π ⋅ 20 ⋅   = 15.95 [mm / s ] Pico  2  V = 31.91 [mm / s ] Pico - Pico A = 2 ⋅ π ⋅ f ⋅ V = (2 ⋅ π ⋅ f ) ⋅ Y 2

2  0.254  2 A = (2 ⋅ π ⋅ 20) ⋅   = 2005.5 [mm / s ] Pico 2   2 A = 4011 [mm / s ] Pico - Pico

11.) Amplitudes de un espectro son pico a pico o son pico? Para un movimiento armónico simple se tiene: A pico-pico = 2 x A0-pico A 0-pico = 1.414 x RMS RMS = 0.707 x A0-pico Y los parámetros descriptores de un movimiento armónico son las siguientes:

La detección del valor PICO – PICO se emplea para las mediciones de desplazamiento. Los detectores de PICO y RMS se usan para las mediciones de velocidad y aceleración, pero recuerde que el valor RMS está relacionado directamente con la potencia de la señal vibroacústica medida 12.-¿Los puntos de medición seleccionados en una maquina orienta al diagnostico? R.-Los puntos de medición son axiales verticales y horizontales en distintos tipos de maquina

Y si orientan al diagnostico por que los puntos de medición seleccionados se realizan ya sea en los apoyos, o en los puntos de mayor vibración, etc.

14.-¿Cual la diferencia entre balanceo estatico y dinamico? Desbalanceo estático.- Existe desbalanceo estático cuando la masa que sobra está en el mismo plano (perpendicular al eje de rotación) que el centro de gravedad del rotor. Esto provoca que el eje principal de inercia del conjunto se desplace paralelamente al eje de rotación. Este desbalanceo se corrige con un contrapeso opuesto al peso sobrante. El desbalanceo estático se aprecia en piezas de diámetro mucho mayor que el largo (discos), como por ejemplo hélices, volantes, etc. pero ocasionalmente en cilindros de diámetro comparable con el largo. Si montamos una pieza muy desbalanceada sobre apoyos que ofrezcan muy poca resistencia a la rotación, el rotor s moverá por acción de la gravedad y quedará con el peso sobrante hacia abajo. Desbalanceo dinámico.- El desbalance es la distribución irregular de las masas de un cuerpo respecto al centro geométrico o de rotación , creando la descompensación de masas que al girar con cierta aceleración originan fuerzas excitadoras radiales. Este es el caso más frecuente y general de desbalanceo y provoca que el eje principal de inercia de una pieza desbalanceada no sea paralelo al eje de rotación y no pase por el centro de gravedad de la pieza. En este caso solo se puede balancear colocando dos contrapesos en dos planos perpendiculares al eje de rotación y con posiciones angulares distintas. La técnica de balanceo consiste en identificar tanto la cantidad de gramos y la posición en la que debe colocarse una cantidad de masa para compensar la fuerza ejercida por efecto del desequilibrio.

15) Como balancear dinámicamente un rotor en dos planos En un desbalance dinámico: ocurre en rotores medianos y largos. Es debido principalmente a desgastes radiales y axiales simultáneos en la superficie del rotor y debe ser compensado en dos planos.

El desbalance dinámico tiene que ser compensado en dos planos

RELACIÓN L/D

< 0.5

> 0.5 2

UN PLANO

DOS PLANOS

MÚLTIPLES PLANOS

< 1000 RPM

>1000 RPM

NO

< 150 RPM

150 – > 2000 RPM 2000 RPM

< 100 RPM

> 100 RPM

> 70 % V. C.

17) Las amplitudes vibracionales son calculadas o medibles

Las amplitudes son medibles en el interés principal para el Mantenimiento deberá ser la identificación de las amplitudes predominantes de la Vibraciones detectadas en el elemento o máquina, la determinación de las causas de la vibración, y la corrección del problema que ellas representan. Las consecuencias de las Vibraciones Mecánicas son el aumento de los esfuerzos y las tensiones, pérdidas de energía, desgaste de materiales, y las más temidas: daños por fatiga de los materiales, además de ruidos molestos en el ambiente laboral, etc.

18.-¿Cuál sería el espectro patrón de pernos de sujeción sueltos?

19) Como realizar el alineamiento utilizando relojes comparadores

El alineamiento con dos

relojes comparadores Las lecturas obtenidas por los

comparadores se les designa por: F – M y M – F, las que corresponden a las lecturas en el comparador 1 y en el comparador 2 respectivamente. La interpretación que se le dará a

estas lecturas será la siguiente: F – M: Referencia máquina fija, lectura efectuada con el comparador 2 sobre el machón de acople de la máquina móvil, en este caso la lectura se hace en el machón de la máquina móvil. M – F: Referencia máquina móvil, lectura efectuada en el comparador 1 sobre el machón de acople de la máquina fija La finalidad de realizar estas lecturas es e ell poder determinar la inclinación de la línea de ejes de la máquina móvil con respecto a la máquina fija. Para ello se utilizarán estos dos puntos. La asignación de signo positivo, en la lectura de los comparadores, significa que el eje se encuentra más abajo ajo que la referencia. El signo negativo se interpretará como que el eje se encuentra más arriba que la referencia.1

Por lo tanto podemos concluir que nos nos encontramos en un caso de des alineamiento paralelo puro, en el cual el eje de la máquina móvil se encuentra desplazado paralelamente del eje de la máquina fija en 0,006”, para solucionar este problema habría que sacar el equivalente a esta última cantidad ad en lainas para dejar perfectamente alineados ambos equipos .

En Conclusión podemos decir que : Para determinar la inclinación de la línea de ejes se debe usar la siguiente regla práctica, con la lectura F – M nos posicionamos en el eje de la máquina fija y miramos el eje de la máquina móvil, si tiene signo positivo estará más abajo y si es negativo estará más arriba. De idéntica forma se procederá para la lectura M – F, nos posicionamos en el eje de la máquina móvil y miramos hacia el eje de la máquina fija, aplicando el mismo criterio de signos dado anteriormente. Determinación de alturas de lainas a colocar o sacar por el método desemejanza de triángulos Para la correcta aplicación de esta técnica es necesario que se haya determinado la inclinación correcta de la línea del eje de la máquina móvil con respecto a la fija, lo cual ya se analizó en la sección anterior. Como una forma de ilustrar la aplicación de esta técnica procederemos a la realización de un ejemplo Lectura de relojes comparadores: F – M: +0,014”M – F: -0,006”7 20.-¿Cómo calcular la masa de desequilibrio de un rotor? R.- Desequilibrio de masas La excentricidad es otra de las causas de comunes de vibración en la maquinaria rotativa. La excentricidad se origina por no estar la masa uniformemente distribuida respecto del centro de giro del centro del rotor, de modo que el centro de gravedad y el centro de giro no coinciden, el centro de rotación verdadero difiere de la línea central geométrica.

DESEQUILIBRIO DE MASA

Fd = md ·ω 2 ·r

md ·ω 2 = M ·ω 2 ·e e=

Fd = M ·ω 2 ·e

→

md ·r = M ·e

md ·r M

21) En la Norma ISO 10816 en qué criterios se basa para saber si la maquina es rígida o flexible

Establece las condiciones y procedimientos generales para la medición y evaluación de la vibración, utilizando mediciones realizadas sobre partes no rotativas de las máquinas. El criterio general de evaluación se basa tanto en la monitorización operacional como en pruebas de validación que han sido establecidas fundamentalmente con objeto de garantizar un funcionamiento fiable de la máquina a largo plazo. Esta norma reemplaza a las ISO 2372 e ISO 3945, que han sido objeto de revisión técnica. Este estándar consta de cinco partes:


Parte 1: Indicaciones generales.




Parte 2: Turbinas de vapor y generadores que superen los 50 MW con velocidades típicas de trabajo de 1500, 1800, 3000 y 3600 RPM.




Parte 3: Maquinaria industrial con potencia nominal por encima de 15 kW y velocidades entre 120 y 15000 RPM.




Parte 4: Conjuntos movidos por turbinas de gas excluyendo las empleadas en aeronáutica.




Parte 5: Conjuntos de maquinas en plantas de hidrogene ración y bombeo (únicamente disponible en inglés).

Este nuevo estándar evalúa la severidad de la vibración de maquinaria rotativa a través de mediciones efectuadas en planta en partes no giratorias de las mismas. Engloba y amplia los estándares citados anteriormente.

Los criterios de vibración de este estándar se aplican a un conjunto de máquinas con potencia superior a 15 kW y velocidad entre 120 RPM y 15.000 RPM. Los criterios son sólo aplicables para vibraciones producidas por la propia máquina y no para vibraciones que son transmitidas a la máquina desde fuentes externas. El valor eficaz (RMS) de la velocidad de la vibración se utiliza para determinar la condición de la máquina. Este valor se puede determinar con casi todos los instrumentos convencionales para la medición de vibración. Se debe prestar especial atención para asegurar que los sensores estén montados correctamente y que tales montajes no degraden la precisión de la medición. Los puntos de medida típicamente son tres, dos puntos ortogonales en la dirección radial en cada caja de descanso y un punto en la medición axial. Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la máquina funcionando bajo condiciones nominales o específicas (por ejemplo de velocidad, voltaje, flujo, presión y carga). En máquinas con velocidad o carga variable, las velocidades deben realizarse bajo todas las condiciones a las que se espera que la máquina trabaje durante períodos prolongados de tiempo. Los valores máximos medidos, bajo estas condiciones, serán considerados representativos de la vibración. Si la vibración es superior a lo que el criterio permite y se sospecha de excesiva vibración de fondo, las mediciones se deben realizar con la máquina detenida para determinar el grado de influencia de la vibración externa. Si con la máquina detenida excede el 25% de la vibración medida con la máquina operando, son necesarias acciones correctivas para reducir el efecto de la vibración de fondo. En algunos casos el efecto de la vibración de fondo se puede anular por análisis espectral o eliminando las fuentes externas que provocan las vibraciones de fondo. La severidad de la vibración se clasifica conforme a los siguientes parámetros:


Tipo de máquina.




Potencia o altura de eje.




Flexibilidad del soporte.

Severidad de la vibración según la norma ISO 10816-3. 22.-¿El factor de cresta y el análisis espectral se complementan? R.- El Factor Cresta es igual a la amplitud del pico de la forma de onda dividida por el valor RMS en el dominio del tiempo. El propósito del cálculo del factor cresta es dar al analista una rápida idea de que tantos impacto está ocurriendo en la forma de onda. El impacto está continuamente asociado el desgaste del balero de rodillos, cavitación y desgaste de los dientes del engrane.

En una perfecta onda sinusoidal, con una amplitud de “1”, el valor RMS es igual a .707, y el factor cresta es entonces igual a 1.41. Una perfecta onda sinusoidal no contiene impactos y por lo tanto el factor cresta con un valor superior a 1.41 implica que hay algún grado de impacto. En cambio cundo se produce la transformada de fourrier , en el dominio de frecuencias no se distingue los impactos en las maquinas

23) En caso de desalineamiento de una maquina existe normas o solamente niveles de tolerancia? Antes de entrar a realizar un diagnóstico con la ayuda de las fallas vistas anteriormente, es necesario observar los niveles de vibración que presenta cada uno de los puntos de la máquina. Muchas veces los espectros de vibración pueden tener picos característicos de fallas, pero esto no significa que haya un problema, ya que la máquina puede estar operando a condiciones normales. El problema se presenta cuando estos picos comienzan a aumentar su nivel y de esta manera incrementan el overall del punto. Existen algunas normas internacionales que proponen unos estándares generales para varios tipos de máquinas y niveles de alarma. Estos niveles pueden aplicarse a una gran cantidad de máquinas, pero hay excepciones que exigen estudiar otras herramientas para poder llegar a una conclusión del estado de máquina.. La norma ISO 2372 presenta los rangos de severidad de vibración de los diferentes niveles de alarma, y los factores de servicio para cuatro tipos de máquina. Como ya sedijo anteriormente, la mayoría de las máquinas están contenidas en estos rangos de clasificación, pero existe un resto que depende de otras variables, lo que hace necesario la utilización de otras herramientas tales como los niveles de tendencia de la propia máquina. El valor de severidad de la vibración asociada a un rango de clasificación en particular, depende del tamaño y masa del cuerpo vibrante, las características del montaje del sistema y el uso que se le da a la máquina.

24.-¿Si la correa tiene patinaje como determino este hecho en el espectro? R.-esta pregunta responderemos con un ejemplo EJEMPLO

Sea:

Lc = 2 m dp1 = 0.15 m Dp2 = 0.45 m Si la velocidad de la correa tangencial es “v” y “L” es su longitud, y “T” el tiempo que tarda en dar en una vuelta esta dado por la siguiente ecuación:

T=

L v

fr =

v L

; fr = frecuencia de rotación de la correa.

Si no hay patinaje la velocidad tangencial de la correa coincide con la velocidad de cualquiera de las poleas. Por lo tanto se va a tener la siguiente ecuación

v = 2 ⋅ π ⋅ fD ⋅

D d = 2 ⋅ π ⋅ fd ⋅ 2 2

π ⋅ D π ⋅d f CORREA = f D ⋅  = fd ⋅     L   L 

(para el caso donde no hay patinaje)

(para el caso de no patinaje)

En este ejemplo tomando como base la frecuencia del motor la frecuencia de la polea de baja debería ser de:

f D = 29.17 Hz ×

0.15 = 9.72 Hz 0.45

Sin embargo se midió 540 rpm en la polea conducida, esto quiere decir que hay un patinaje de un 7,42%, por lo tanto para el caso sin patinaje se debe tomar el valor teórico de fD, en este caso fD = 9.72 Hz a 583 rpm. fd = 29.17 Hz (es la misma porque tiene el mismo eje)

π ∗ 0.45   2   ⇒ fcorrea = 9.722 Hz  fcorrea = 6.87 Hz

En la practica el patinaje de cada correa (si hay varias poleas en paralelo) la frecuencia de la correa no es la misma debido a que no es posible lograr una distribución uniforme e tensiones. Por otra parte defectos como grietas, chichones, zonas duras y blandas pueden causar vibraciones en múltiplos enteros de frecuencia de la polea. a

x2

x3

x4

(veces)

Los múltiplos enteros 6.87 Hz x2 6.87 Hz.

13.74 Hz

6.87 Hz x3 20.61 Hz

6.87 Hz x4 27.48 Hz

(armónicas)

Esta existencia de picos del 6.87 Hz, y sus múltiplos representa el mal estado de las correas.

25) Como utilizar la norma iso 1940/1 que define la calidad de balanceo? La norma internacional ISO 1940 / 1, es una grande referencia aceptado para la selección de rotor rígido equilibrar la calidad. Se hace hincapié en la asignación de permisibles desequilibrio residual de apropiarse de planos de corrección para las configuraciones de rotor, tales como rotores asimétricos, estrecho y abrupto. La Organización Internacional de Normalización, ISO, publicó la Norma 1940 / 1 "Balance de la Calidad Requisitos de rotores rígidos El uso de la norma consiste en lo siguiente pasos: 1. Seleccione una calidad de balance de grado "G número"de la Tabla 1 según el tipo de rotor. 2. Utilice la Figura 1 (A o B) gráfico para determinar lo permitido residual específico de desequilibrio valor, epor para el funcionamiento máximo del rotor velocidad y el seleccionado "número G". Entonces se multiplican por el peso del rotor para obtener la permisibles desequilibrio residual, Upor . 3. Asignar U por a la corrección de equilibrio aviones basado en la configuración del rotor. Realización de un paso simplemente requiere que el usuario encontrar el tipo de rotor que más se describe el que debe ser equilibrado.

26.-¿Cómo diagnosticar la resonancia de una maquina rotativa? R.- La resonancia de un sistema bajo oscilaciones forzadas existe cuando cualquier cambio, incluso muy pequeño, en la frecuencia de la excitación, causa un decrecimiento en la respuesta del sistema. Desde el punto de vista práctico. Aunque los términos Frecuencia natural, resonancia y velocidad crítica no son sinónimos, estos se pueden emplear para describir la misma idea.

a)Resonancia modificada por cierta cantidad de amortiguamiento b)Resonancia modificada por poco amortiguamiento 27) La aparición de varios armónicos en el espectro de que depende? La aparición

de varios armónicos nos

permite inspeccionar una máquina sin la

necesidad de detener la producción y sin tener que desarmarla. El estudio de frecuencias de los espectros de vibración nos permite ver cada uno de los componentes que constituyen la máquina. 28.-¿La norma ISO 10816/1, 10816/2, 10816/3 en qué casos se utiliza? La ISO 10816/1 establece los parámetros

a medir, procedimientos, instrucciones y

condiciones de operaciónes de operarios recomnedados para tomar mediciones. Para su evaluación divide a las maquinas de acuerdo a su tamaño(potencia), de acuerdo al tipo de máquina de acuerdo a su sistema de montaje. Califica el nivel vibratorio en cuatro calidades: A, B, C y D el nivel vibratoria de calidad A corresponde al de una maquina en buen estado y debería de ser el de valor de aceptación para una maquina nueva. En el otro extremo, una calidad de vibración D de considera ser suficientemente severa como para causar daño a la maquina.

Esta normativa utiliza para evaluar la severidad de vibraciones de frecuencia (f< 10 Hz) el desplazamiento RMS, para vibraciones de frecuencias intermedias(10