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Diagnstico de Fallas en Mquinas mediante
Anlisis de Vibraciones
16 CASOS DE ESTUDIO
REPBLICA BOLIVARIANA DE VENEZUELA LA UNIVERSIDAD DEL ZULIA
FACULTAD DE INGENIERA ESCUELA DE MECNICA DEPARTAMENTO DE DISEO Y
CONSTRUCCIONES MECNICAS CTEDRA DE DINMICA DE MAQUINAS
por: DAVID O. BUKOWITZ K.
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Prlogo Dentro de las tcnicas del mantenimiento basado en
condicin, el anlisis de vibraciones ha demostrado ser una de las
mas efectivas para detectar y diagnosticar fallas en mquinas. A lo
largo de los ltimos aos se han publicado diversos textos donde se
fundamentan sus principios desde el punto de vista terico, para
complementar los cursos de formacin y adiestramiento
profesional.
Es por esta razn que surge la presente gua de aplicaciones
prcticas, donde se complementan las bases tericas con casos de
estudio reales, que ilustran de manera sencilla los mtodos y
tcnicas aplicados.
Adems, de explicarse de manera detallada las tcnicas de medicin,
anlisis y diagnsticos de fallas en mquinas a travs del estudio de
sus vibraciones mecnicas, se presentan algunas tcnicas para la
correccin de problemas, como por ejemplo el desbalance y la
desalineacin.
Cada caso de estudio seleccionado, se presta para explicar
alguno de los tpicos principales del anlisis de vibraciones y
aplicar las ecuaciones tericas fundamentales; adems en cada uno de
ellos se detallan las caractersticas de funcionamiento de la mquina
estudiada, los puntos de medicin de vibraciones, los sensores e
instrumentos utilizados; y se hace un diagnstico final del posible
problema encontrado y su solucin.
Para facilitar ciertos clculos y procedimientos explicados, se
ha incluido un CD con varios programas computacionales
desarrollados por el autor.
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ndice Prlogo
Caso de Estudio 01: Desbalance en el Rotor del Ventilador de un
Intercambiador de Calor 01 Caso de Estudio 02: Resonancia en Base
de Montaje de Soplador 07 Caso de Estudio 03: Desalineacin entre
Motor y Bomba a travs de un Acople Flexible 11 Caso de Estudio 04:
Problema Elctrico Causado por Falla en Barras del Rotor 15 Caso de
Estudio 05: Vibraciones Producidas por Un Cojinete con Elementos
Rodantes Defectuoso 19 Caso de Estudio 06: Importancia de la
Resolucin del Espectro de Frecuencias 25 Caso de Estudio 07:
Vibraciones Producidas por un Engranaje Daado 28 Caso de Estudio
08: Problemas Vibratorios en Transmisin por Correas 32 Caso de
Estudio 09: Altos Niveles de Vibracin Filtrada a 1X en Ventilador
Horizontal 36 Caso de Estudio 10: Altos Niveles de Vibracin 1X en
Bomba Centrfuga 40 Caso de Estudio 11: Balanceo Dinmico del
Compresor Axial de una Turbina a Gas 46 Caso de Estudio 12:
Modulacin de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas Centrfugas 51 Caso de
Estudio 13: Aflojamiento Mecnico en Bomba Centrfuga 54 Caso de
Estudio 14: Incremento de los Niveles de Vibracin por Defecto en
Rodamiento 56 Caso de Estudio 15: Altos Niveles de Vibracin Global
en Bomba Centrfuga 58 Caso de Estudio 16: Defecto en Aro Externo de
Rodamiento en Banco de Pruebas 60
Nomenclatura Bibliografa
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Caso de Estudio 01
El objetivo del presente caso, es el de detectar y corregir
problemas de desbalance en rotores mediante la medicin de
vibraciones de un canal.
La mquina estudiada es un ventilador, al que se le miden
peridicamente los niveles de vibracin globales y filtrados a 1X y
2X.
El presente anlisis se realiz luego de presentarse altos niveles
de vibracin globales y a 1X en esta mquina.
En vista de que se sospechaba de desbalance, se utiliz un sensor
de velocidad de vibracin montado sobre una base magntica, la cual
se acopl directamente a la carcasa de la transmisin del ventilador.
El punto de medicin que se analiza corresponde a la medicin radial
superior en la caja reductora (TAY) tal y como se muestra en la
figura 1.2.
Para determinar la velocidad de rotacin del rotor se utiliz una
lmpara estroboscpica digital, con la cual se obtuvo un valor de 590
RPM.
Los espectros de frecuencias de vibracin que se analizan,
corresponden a anchos de bandas bajos entre 0 y 4 200 RPM (0 a 70
Hz) , con mediciones de velocidad, ya que se desea apreciar
claramente el efecto del desbalance de tal manera de no tomar en
cuenta las altas frecuencias de vibracin.
Desbalance en el Rotor del Ventilador de un Intercambiador de
Calor
Figura 1.1 Montaje del Sensor de Velocidad
Figura 1.2 Diagrama de puntos de medicin
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En el espectro de frecuencias de la figura 1.3, se aprecia una
componente a 590 RPM (9.84 Hz) que corresponde a la frecuencia de
vibracin de 1X del ventilador. Este valor es bastante elevado (15.1
mm/s), lo que indica posiblemente que existe un desbalance severo
en el rotor.
Se realiz una medicin de vibracin en la direccin axial al rotor
del ventilador, resultando en valores de vibracin a 1X muy bajos,
lo que corrobora de cierta manera el diagnstico del desbalance.
En la figura 1.4 se muestra la grfica de la seal en el dominio
del tiempo para el mismo punto anterior, en esta se aprecia una
seal de forma bastante sinusoidal con un frecuencia que se puede
calcular obteniendo el Periodo (T) entre picos de la onda. Para
hacerlo mas exacto, se pueden tomar varios ciclos, en este caso 5,
y obtener un Periodo promedio:
Como se puede apreciar, el valor obtenido coincide con la
velocidad de giro del rotor del ventilador.
El siguiente paso en este caso, ser resolver el problema del
desbalance, utilizando los mismos equipos de medicin, y algn mtodo
que permita balancear el ventilador en el menor nmero de arranques
posible.
ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L
Figura 1.3 Espectro de Frecuencias en el punto TAY
Figura 1.4 Seal en el dominio del tiempo punto TAY
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Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un
plano, se decidi balancearlo en sitio a la velocidad de operacin y
utilizando la misma instrumentacin y el mtodo de cuatro corridas.
El peso de prueba a colocar se obtuvo de la ecuacin 1.1:
El procedimiento se inici colocando un peso de prueba de 50 grs.
al radio de balanceo seleccionado en el aspa denotada como No. 1
(0) de las seis con las que cuenta el ventilador; midindose el
valor de vibracin, y repitindose el procedimiento colocando el peso
de prueba en el aspa No. 3 (120) y No. 5 (240) y midiendo los
valores de vibracin, que resultaron en los mostrados en la tabla
1.1.
Dibujando el diagrama con las amplitudes de las cuatro corridas
se obtiene grficamente el vector de balanceo, como se muestra en la
figura 1.5.
Analticamente se puede resolver con las siguientes
ecuaciones:
con
donde,
Wc: Peso de Correccin Wp: Peso de Prueba : Angulo de Fase O:
magnitud de la Vibracin Original P1, P2 y P3: magnitudes de
Vibracin en cada corrida
Tabla 1.1 Tabla de Datos de Balanceo
Figura 1.5 Diagrama para balanceo con el mtodo de las 4
corridas
Corrida No.
Vibracin (mm/s)
Posicin Peso Prueba
Aspa No.
1 15.10
2 18.40 0 1
3 15.20 120 3
4 12.40 240 5
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Analtica o grficamente se puede obtener el vector de correccin
en magnitud y ngulo.
Resolviendo con las ecuaciones 1.2 y 1.3, queda:
En este caso el peso de correccin resulta de 212.75 grs @
204.60. Este peso se puede dividir entre las aspas 4 y 5, con una
relacin trigonomtrica que permita obtener los valores del peso de
correccin a colocar en cada aspa.
Para este caso se deben colocar los pesos de correccin de la
siguiente forma:
Resolviendo las ecuaciones con los valores angulares mostrados
en la figura 1.6, se obtiene una masa de 142.3 grs. en el aspa 4 y
102.2 grs. en el aspa 5 (figura 1.7).
Figura 1.6 Divisin de las masa en dos partes W4 y W5
Figura 1.7 Masas de correccin resultantes
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Para la realizacin de los clculos de balanceo en un plano
anteriores, se puede utilizar el programa BAL-1P/4C suministrado.
En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1P4C.exe.
En la seccin 2 de Introduccin de Datos de las 4 Corridas se
deben incluir los valores de la magnitud de la vibracin medidos en
las 4 pruebas con las posiciones angulares descritas, tal y como se
muestra en la figura 1.8.
Una vez introducidos estos datos, se puede especificar en la
seccin 3 Clculo del Angulo y Peso de Correccin el valor del peso de
prueba utilizado y oprimir el botn de , los resultados del valor
del peso de correccin en gramos y de su ngulo de colocacin en
grados, aparecen en las casillas mostradas en la figura 1.9.
El peso de correccin calculado, se debe colocar al mismo radio
en el que fue colocado el peso de prueba; de lo contrario se debe
recalcular el valor del peso de correccin con el nuevo radio.
Para el caso de estudio, el peso result de 212.75 grs @ 204.60,
lo que coincide con los clculos y grficas anteriores.
Es importante aclarar que este programa solo funcionar para
posiciones angulares de los pesos de prueba de 120 entre s.
Figura 1.9 Ventana de Clculos del Peso de Correccin
Figura 1.8 Ventana de Introduccin de datos
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Para realizar el clculo de separacin de masas en dos ubicaciones
angulares, se puede utilizar el programa SEPWC, suministrado en el
CD, en el archivo SepWc.exe.
Como primer paso se debe introducir el valor de la masa de
correccin original y su ubicacin angular, y luego las posiciones
angulares en las cuales se desean colocar las nuevas dos masas de
correccin; en este caso 212.75 grs @ 204.6 para la masa original,
180 y 240 para las nuevas ubicaciones angulares de los dos pesos de
correccin, como se muestra en la figura 1.10. Al oprimir el botn de
aparecen los resultados de los dos valores de las nuevas masas a
colocar en cada unas de estas posiciones angulares: 142.3 grs y
102.2 gr en este caso.
El siguiente paso es colocar estas masas en el ventilador y
ponerlo en operacin, midiendo los nuevos valores de vibracin y
verificando que estn dentro de los niveles tolerables para esta
mquina.
En la figura 1.11 se muestra el espectro de frecuencias de
vibracin del ventilador despus de colocar los pesos de correccin,
manteniendo la escala de amplitudes con la finalidad de compararla
con el espectro de la figura 1.3.
Figura 1.10 Ventana del programa SEPWC
Figura 1.11 Espectro de frecuencias en el punto TAY
ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L
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Caso de Estudio 02
El objetivo de estudiar el presente caso, es el de conocer la
respuesta vibratoria de un sistema que ha sido excitado a una
frecuencia de vibracin muy cercana o igual a una de sus frecuencias
naturales. Para ello se realizan mediciones de vibracin con la
mquina en operacin y pruebas de impacto, que permiten calcular
tanto la frecuencia forzada del sistema, como su frecuencia natural
y coeficiente de amortiguamiento. A lo largo del caso tambin se
manipulan diferentes unidades de amplitud de vibracin.
La mquina analizada es un ventilador que se encuentra montado en
una base metlica que cuelga desde el techo del galpn de una
planta.
Su velocidad de operacin medida en sitio mediante un tacmetro
infrarrojo fue de 610 RPM.
Debido a los altos niveles de vibracin, que se podan apreciar a
simple vista, se realiz una medicin de vibraciones tanto en la
mquina como en la estructura. Para ello se utiliz un sensor de
aceleracin montado en una base magntica de dos patas y un equipo
analizador de vibraciones porttil. En la figura 2.1 se puede
observar un diagrama del ventilador, su base y la ubicacin del
sensor de aceleracin durante la medicin estructural.
Resonancia en Base de Montaje de Soplador
Figura 2.1 Diagrama del Ventilador y su estructura
SIH
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En la figura 2.2 se muestra el espectro de vibraciones tomados
en el punto SIH, con el ventilador funcionando a su velocidad de
operacin (610 RPM). El valor de la amplitud de la componente a
10.16 Hz (1xRPM) es bastante elevado, lo que podra visualizarse a
primera vista como un desbalance del rotor.
Con la ecuacin 2.1 se pueden realizar las conversiones entre
ciclos por minuto (CPM o RPM) y ciclos por segundo (CPS o Hz).
Para este caso, la velocidad del ventilador es de 610 RPM, por
lo que:
En la figura 2.3 se realiz una ampliacin del espectro, tanto en
el dominio de la frecuencia como en amplitud, esto permite
visualizar con mas detalle la componente a una vez la velocidad del
giro del rotor (1X) que ocurre a 10.16 Hz, y que presenta una base
mas ancha de la que presentara una componente causada por un
desbalance.
Este patrn es tpico de una resonancia estructural. En este caso
podra ser la vibracin causada por el desbalance normal del motor,
que estuviera excitando a alguno de los modos de vibracin del
sistema. Esto se podra aclarar mejor realizando una prueba de
impacto estructural, que permita identificar los valores de las
frecuencias naturales del sistema.
ESP-SP02-SIH ACBM2P 250HZ-1600L
Figura 2.2 Espectro de Frecuencias en el punto SIH
Figura 2.3 Espectro de Frecuencias en el punto SIH
ESP-SP02-SIH ACBM2P 62.5HZ-1600L
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En las figuras 2.4 y 2.5 se muestran las seales en el dominio
del tiempo en el punto SIH, con el ventilador en operacin. Se puede
observar la alta amplitud de vibracin tanto en unidades de
Aceleracin como en Velocidad.
Ambas seales poseen un patrn sinusoidal; solamente en estos
casos se pueden manipular las conversiones entre Desplazamiento
(D), Velocidad (V) y Aceleracin (A), mediante las siguientes
ecuaciones:
donde, F: Frecuencia (Hz) G: Aceleracin de la Gravedad
(9.8m/s2)
De esta manera se podrn convertir los valores de amplitud segn
la necesidad. Por ejemplo, para la seal de la figura 2.4 la
amplitud pico es de 0.69 G, usando la ecuacin 2.3,
Un valor de amplitud pico bastante aproximado al que se observa
en la grfica de la figura 2.5.
Figura 2.4 Seal en el dominio del tiempo, punto SIH
Figura 2.5 Seal en el dominio del tiempo, punto SIH
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La figura 2.6 muestra la vibracin obtenida al realizar una
prueba de impacto en la direccin horizontal de la base de montaje
del ventilador. En el espectro se aprecia claramente una componente
de vibracin a 10.16 Hz y en la seal en el dominio del tiempo se ve
como decae la vibracin gracias al amortiguamiento del sistema.
La figura 2.7 muestra una ampliacin de la respuesta del sistema
a la prueba de impacto, en el dominio del tiempo, en ella se pueden
calcular tanto la frecuencia natural excitada, como el coeficiente
de amortiguamiento del sistema.
La frecuencia se puede calcular con el periodo entre picos, para
el ejemplo se tomaron 10 ciclos, para mejorar la precisin de los
resultados.
El coeficiente de amortiguamiento del sistema, se puede estimar
mediante el decremento logartmico de la seal, de la siguiente
manera:
Figura 2.6 Prueba de impacto en el punto SIH
Figura 2.7 Seal en el dominio del tiempo
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Caso de Estudio 03
El objetivo de estudiar el siguiente caso histrico, es el de
identificar la desalineacin de ejes de mquinas a travs de un acople
flexible, mediante anlisis espectral de vibraciones de un
canal.
La mquina analizada es una bomba centrfuga que pertenece a un
sistema de bombeo de agua contra incendios en una planta de
compresin de gas. Los datos disponibles en la placa del motor son
los siguientes:
Potencia: 400 HP
RPM: 3 600
Frecuencia de Lnea: 60 Hz
La velocidad del rotor en operacin, medida con una lmpara
estroboscpica en el momento de la toma de datos fue de 3 590 RPM
(59.8 Hz) y es este el valor 1X que se utilizar como referencia en
el anlisis espectral.
En este caso solo se analizan las mediciones radiales en la
direccin horizontal en la bomba y el motor del lado del acople MIH
y BIH, tal como se muestra en la figura 3.2. Estas mediciones se
realizaron mediante un acelermetro con base de montaje magntica de
dos patas. Los espectros se presentan todos en unidades de
aceleracin (Gs).
Desalineacin entre Motor y Bomba a travs de un Acople
Flexible
Figura 3.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba
Figura 3.2 Diagrama de puntos de medicin
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En la figura 3.3 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones, medidas en el motor del lado del acople en la direccin
horizontal (MIH), en el mismo aparecen 3 componentes de vibracin,
una a 59.84 Hz equivalente a la velocidad de giro del rotor (3 590
RPM), otra a 119.5 Hz y la ltima a 179.2 Hz.
Estas componentes son sincrnicas ya que son mltiplos de nmeros
enteros de la frecuencia de giro del rotor.
Es por esta razn que se pueden identificar como las frecuencias
1X, 2X y 3X; por supuesto que la exactitud en la coincidencia de
estas frecuencias del espectro con las calculadas matemticamente,
depende en gran parte de la resolucin del espectro (ver caso de
estudio 06), que en este caso es de 1600 lneas.
En la figura 3.4 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones, medidas en la bomba del lado del acople en la direccin
horizontal (BIH), en este aparecen las mismas componentes, pero con
mayores amplitudes.
Esta informacin permite detectar que existe una desalineacin en
las mquinas a travs del acople. Este patrn de vibracin radial es
tpica de una desalineacin paralela entre los ejes. Para conocer si
existe desalineacin angular, habra que tener informacin vibratoria
en la direccin axial.
De todas formas, el diagnstico final ser que existe una
deaalineacin de los ejes de las mquinas y la recomendacin ser
alinearlas. La severidad se aprecia claramente con la amplitud de
los picos del espectro y con el valor de la vibracin global, que
tanto para el motor como para la bomba, excede los valores
permisibles de cualquiera de las Normas.
ESP-BC03-MIH ACBM2P 250HZ-1600L
ESP-BC03-BIH ACBM2P 250HZ-1600L
Figura 3.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIH
Figura 3.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
Vibracin Global: 9.12 mm/seg rms 0.93 Gs rms
Vibracin Global: 28.65 mm/seg rms 5.0 Gs rms
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Una vez detenida la mquina, se procedi a montar los comparadores
para medir la desalineacin entre ejes. Para ello se utiliz el mtodo
de comparadores inversos, dando como resultado las siguientes
lecturas:
Las correcciones de alineacin en el motor se pueden determinar
de la siguiente forma:
A) Vista Lateral
B) Vista Superior
En las figuras 3.5 y 3.6 se presenta la solucin grfica de la
desalineacin de los ejes, en la vista lateral y superior
respectivamente.
Figura 3.5 Modelo Grfico Vista Lateral
Figura 3.6 Modelo Grfico Vista Superior
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Para la realizacin de los clculos de alineacin anteriores, se
puede utilizar el programa ALI-CI suministrado. En el CD se debe
ejecutar el archivo ALICI.exe.
Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i)
entre los planos de los anclajes del motor, ii) desde el plano del
perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medicin
del comparador colocado en la mquina conductora y iii) desde este
comparador hasta el punto de medicin del comparador colocado en la
mquina conducida.
Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores ya
compensadas por la cada de la barra, en los campos mostrados para
la mquina conductora y conducida, para las posiciones T, E, B y W,
respectivamente.
El siguiente paso es oprimir el botn y aparecern las
correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la mquina en
los respectivos planos de anclaje. Cuando se oprima el botn
aparecern las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos
de anclaje de la mquina.
Estas correcciones estarn en las mismas unidades de las lecturas
tomadas con los comparadores. Es decir, si se tomaron lecturas en
milsimas de pulgada, las correcciones sern en estas mismas
unidades.
Figura 3.7 Ventana de Introduccin de datos del programa
Figura 3.8 Ventana de Resultados del programa
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Caso de Estudio 04
El objetivo del presente caso, es el de identificar problemas
elctricos en motores de corriente alterna, mediante el anlisis
espectral de vibraciones. Adems de comparar las mediciones
realizadas con diferentes tipos de bases de montaje para el sensor
de aceleracin.
La mquina analizada es una bomba centrfuga que forma parte de un
sistema de bombeo de agua. Los datos disponibles en placa son los
siguientes:
Potencia: 5 HP
RPM: 3 480
Frecuencia de Lnea: 60 Hz
Nmero de Barras del Rotor: 23
La velocidad del rotor en operacin, medida con una lmpara
estroboscpica en el momento de la toma de datos fue de 3 441 RPM y
es este el valor 1X que se utilizar como referencia en el anlisis
espectral.
En este caso solo se analizan las mediciones en el punto MOV
mostrado en las figuras 4.1 y 4.2. Para ello se utiliz un
acelermetro con base de montaje magntica de dos patas, aunque con
fines didcticos tambin se realizaron algunas mediciones con una
extensin soportada manualmente.
Problema Elctrico causado por Falla en Barras del Rotor
Figura 4.1 Montaje del Acelermetro con base magntica
Figura 4.2 Diagrama de puntos de medicin
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En el espectro de frecuencias de vibraciones de la figura 4.3 se
puede apreciar la componente de la Frecuencia de Paso de Barras del
Rotor (RBPF) acompaada por bandas laterales a 2 veces la frecuencia
de lnea.
La Frecuencia del Paso de Barras del Rotor se calcula mediante
la siguiente ecuacin:
Para el caso de estudio la RBPF resulta ser:
La frecuencia de la lnea elctrica es de 60 Hz, por lo que las
bandas laterales aparecen a la FPBR +/-120 Hz, esto es:
Tambin se observa que aparecen en el espectro de frecuencias la
segunda armnica de la frecuencia RBPF con bandas laterales a +/-120
Hz,
RBPF = No. Barras del Rotor * RPM (Ec. 4.1)
ESP-BC04-MOV ACBM2P 5000HZ-1600L
ESP-BC04-MOV ACBM2P 5000HZ-1600L
Figura 4.3 Espectro de Frecuencias en el punto MOV
Figura 4.4 Espectro de Frecuencias en el punto MOV
Vibracin Global: 2.92 mm/seg rms 1.63 Gs rms
Vibracin Global: 2.92 mm/seg rms 1.63 Gs rms
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Para Ilustrar la diferencia del uso de bases magnticas y
extensiones del acelermetro, se realiz una medicin en el mismo
punto donde se haba montado el acelermetro con la base magntica de
dos patas, pero utilizando una extensin de 2, tal y como se muestra
en la figura 4.5.
El espectro de frecuencias de vibracin tomado en ese punto se
muestra en la figura 4.6.
En comparacin con los espectros anteriores de las figuras 4.3 y
4.4, que fueron tomados con el acelermetro montado con una base
magntica de dos patas, se puede apreciar como se han distorsionado
en amplitud las componentes de 2xRBPF y sus bandas laterales.
Como es de saber, el uso de la extensin se debe limitar solo en
casos donde no se puede montar otro tipo de base fija o magntica,
ya que la informacin de alta frecuencia se ve afectada
seriamente.
Para este caso, si las nicas mediciones hubieran sido tomadas
con el uso de la extensin, el diagnstico del problema elctrico con
las barras del rotor, no se habra visto tan severo.
Por lo general, este tipo de falla elctrica en los motores,
evidencia su severidad con la aparicin de armnicas de la frecuencia
RBPF acompaa de bandas laterales a +/-120 Hz.
Aparte del problema elctrico detectado, existen otros problemas
mecnicos en la mquina, que no se analizarn en este caso, pero que
deben ser tomados en cuenta a la hora de realizar el mantenimiento
que debera ser inmediato, dado los altos niveles globales de
vibracin registrados.
ESP-BC04-MOV ACSBEX 5000HZ-1600L
Figura 4.5 Montaje del acelermetro con extensin
Figura 4.6 Espectro de Frecuencias en el punto MOV
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Figura 4.7 Sensor de Aceleracin con Base Magntica
Figura 4.8 Sensor de Aceleracin con Extensin
Figura 4.9 Base Magntica de dos patas
Figura 4.10 Extensin
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Caso de Estudio 05
El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de
falla de un cojinete con elementos rodantes en el espectro de
vibracin. Estos componentes mecnicos poseen diferentes frecuencias
de falla dependiendo de su geometra y velocidad de operacin.
La mquina analizada es una bomba centrfuga que forma parte de un
sistema de bombeo de agua. Los datos conocidos son los
siguientes:
Potencia: 15 HP
RPM: 3 600
Cojinete Bomba: SKF 6208
La velocidad del rotor en operacin, medida con una lmpara
estroboscpica en el momento de la toma de datos fue de 3 585 RPM
(59.75 Hz) y es este el valor 1X que se utilizar como referencia en
el anlisis espectral.
En este caso solo se analizan las mediciones en el punto BIH
mostrado en las figuras 5.1 y 5.2. Para ello se utiliz un
acelermetro con base de montaje magntica de dos patas.
Vibraciones producidas por un Cojinete con Elementos Rodantes
Defectuoso
Figura 5.1 Montaje del Acelermetro en la Bomba
Figura 5.2 Ubicacin del punto de medicin
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En el espectro de frecuencias de la figura 5.3, se aprecia una
componente a 59.8 Hz que se corresponde con el 1X RPM del rotor,
este valor coincide con el medido, que fue de 3585 RPM, su amplitud
es normal para una bomba centrfuga de este tipo. Adems aparece en
el espectro una componente no-sincrnica de 215.6 Hz, y dos de sus
frecuencias armnicas una de 431.3 Hz y la otra de 646.9 Hz.
Por lo general, las frecuencias de falla de los cojinetes con
elementos rodantes, aparecen con valores no sincrnicos, y en muchos
casos con armnicas de esta frecuencia fundamental.
Para este caso, se pueden calcular las diferentes frecuencias de
falla correspondientes al rodamiento 6208 y compararlas con los
valores que aparecen en el espectro.
Segn los catlogos del fabricante, la frecuencia del paso de los
elementos rodantes por el aro externo (BPFO) es de 3.6 para este
rodamiento y es la que coincide con las medidas en la mquina, as se
tendr:
1xBPFO = 1 x 3.6 x 59.8 Hz = 215.28 Hz
2xBPFO = 2 x 3.6 x 59.8 Hz = 430.56 Hz
3xBPFO = 3 x 3.6 x 59.8 Hz = 645.84 Hz
El hecho de que aparezcan estas frecuencias en el espectro de
vibraciones medido, es indicativo de que existe algn defecto y/o
desgaste en la pista del aro externo del rodamiento
ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L
Figura 5.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
Figura 5.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L
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Si no se conoce las frecuencia de falla (BPFO) para este
rodamiento, se puede calcular mediante la siguiente ecuacin, en
funcin de sus dimensiones:
donde,
dr: Dimetro de los elementos rodantes
dc: Dimetro de la Jaula = (do+di)/2
do: Dimetro del aro externo
di: Dimetro del aro interno
: ngulo de contacto
Nb: Nmero de elementos rodantes
Sustituyendo los datos para el rodamiento 6208 en la ecuacin,
queda:
Por lo que la frecuencia BPFO en Hertz ser:
1xBPFO = 1 x 3.6 x 59.8 Hz = 215.28 Hz
2xBPFO = 2 x 3.6 x 59.8 Hz = 430.56 Hz
3xBPFO = 3 x 3.6 x 59.8 Hz = 645.84 Hz
Figura 5.5 Dimensiones para el Rodamiento 6208
BPFO = 1 drdc cos
Nb2 (Ec. 5.1)
BPFO = 1 12.261.2 cos0
92 = 3.60
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Para la realizacin de los clculos de las frecuencias de falla de
los rodamientos, se puede utilizar el programa FCER suministrado.
Dentro de la carpeta Rodamientos en el CD se debe ejecutar el
archivo FCER.exe.
Si se conoce el nmero del rodamiento, se puede oprimir el botn ,
tal como se muestra en la figura 5.6, y seleccionar la marca de las
opciones existentes. Luego se debe oprimir el botn de .
Aparecer una nueva ventana con las opciones del serial del
rodamiento y las frecuencias de falla BPFO, BPFI, BSF y FTF
asociadas con l tal y como se muestra en la figura 5.7. Se debe
seleccionar la opcin de donde se podr ingresar el serial o nmero
del rodamiento.
Si el cdigo existe, entonces se mostrarn las frecuencias de
falla automticamente. Para el rodamiento estudiado en este caso, el
SKF 6208, la frecuencia de falla del paso de los elementos rodantes
por la pista del aro externo (BPFO), y sus armnicas sern:
1xBPFO = 1 x 3.606 x 59.8 Hz = 215.63 Hz
2xBPFO = 2 x 3.606 x 59.8 Hz = 431.27 Hz
3xBPFO = 3 x 3.606 x 59.8 Hz = 646.91 Hz
Ntese que coinciden con las obtenidas del fabricantes y con las
calculadas mediante las ecuaciones.
Figura 5.6 Ventana de Seleccin del Rodamiento
Figura 5.7 Ventana de bsqueda de Rodamientos
-
Si no se conoce el nmero de cdigo del rodamiento, se pueden
introducir los datos de su geometra. Oprimiendo el botn de , como
se muestra en la figura 5.8, se activan los campos para introducir
los datos de Velocidad del eje (en rpm o Hz), Nmero de Bolas,
Dimetro de Bola, Dimetro del aro externo, dimetro del aro interno y
ngulo de contacto.
Una vez introducidos estos valore, se oprime el botn de , y
aparecern las diferentes frecuencias de fallas para el rodamiento
especificado, tal y como se muestra en la figura 5.9.
Aparecen los valores xBPFO, xBPFI, xBSF y xBTF que son los
valores de frecuencias de falla adimensionales, y al lado aparecen
los valores BPFO, BPFI, BSF y BTF, que son las frecuencias de falla
multiplicadas por la velocidad de giro del rotor (1x) en RPM o en
Hertz, dependiendo de cmo se introdujo el dato de la velocidad
inicialmente.
Para el rodamiento estudiado en este caso, el nmero de elementos
rodantes es: 9, el dimetro de las bolas es 12.2 mm, el dimetro del
aro externo es de 69.8 mm, el dimetro del aro interno es de 52.6 mm
y el ngulo de contacto es 0.
La frecuencia BPFO y sus armnicas, que son las que nos interesan
en este caso son:
1xBPFO = 215.27 Hz
2xBPFO = 2 x 215.27 Hz = 430.54 Hz
3xBPFO = 3 x215.27 Hz = 645.81 Hz
Figura 5.8 Ventana de entrada de datos del programa
Figura 5.9 Ventana de Resultados del programa
-
En el espectro de frecuencias de la figura 5.10, se muestran las
vibraciones de la mquinas luego de reemplazar el cojinete con
elementos rodantes daado, por uno en buen estado. Los niveles
globales de vibracin medidos en este punto se redujeron de 6.7 mm/s
(0.26 IPS) a 2.3 mm/s (0.09 IPS).
Se aprecia que la componente a 1X (59.8 Hz) tambin disminuy de 3
mm/s (figura 5.3) a 2.1 mm/s.
ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L
Figura 5.10 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
-
Caso de Estudio 06
El objetivo de estudiar este caso, es el de entender la
importancia de escoger una adecuada resolucin para el espectro a la
hora de realizar mediciones de vibracin en mquinas.
Para ello se analiz una bomba centrfuga que forma parte de un
sistema de bombeo de agua. Los datos disponibles del motor en su
placa son los siguientes:
Potencia: 5 HP
RPM: 3 580
Frecuencia de Lnea: 60 Hz
Nmero de Barras del Rotor: 23
La velocidad del rotor en operacin, medida con una lmpara
estroboscpica en el momento de la toma de datos fue de 3 525 RPM y
es este el valor 1X que se utilizar como referencia en el anlisis
espectral.
Se realizaron mediciones en los puntos codificados, que se
especifican en el diagrama mostrado en la figura 6.2. Para ello se
utiliz un acelermetro con base de montaje magntica de dos
patas.
Importancia de la Resolucin del Espectro de Frecuencias
Figura 6.1 Fotografa de la Bomba Centrfuga
Figura 6.2 Diagrama de puntos de medicin
-
En el espectro de frecuencias se aprecia una componente a 58.75
Hz que corresponde con el 1X RPM del rotor, este valor tiene mucha
coincidencia con el medido, que fue de 3525 RPM Al mismo tiempo
aparece una componente a 120 Hz que est relacionada con dos veces
la frecuencia de la lnea elctrica y una componente de 175.9 Hz que
resulta ser 3X RPM, producido por el paso de las aspas de la bomba
centrfuga.
La coincidencia exacta de esto valores con los mostrados en la
grfica del espectro de frecuencias, depende de la resolucin
presente en la data analizada; para este caso, el espectro tiene un
ancho de banda de 500 Hz y 1 600 lneas, por lo que la resolucin se
calcula con la siguiente ecuacin:
Si se mantiene el nmero de lneas y se aumenta el ancho de banda,
la resolucin disminuir. Por ejemplo, en el siguiente espectro se
tomo un ancho de banda de 1 000 Hz
Por lo que podremos esperar una resolucin de 0.625 Hz por
lnea.
En muchos casos la coincidencia de un valor con el actual, puede
ocurrir por simple casualidad, pero es un hecho que en general los
valores de frecuencias sern mas precisos, a mayor resolucin
ESP-BC06-MIV ACBM2P 500HZ-1600L
ESP-BC06-MIV ACBM2P 1000HZ-1600L
Figura 6.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
Figura 6.4 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
-
En el espectro de frecuencias mostrado a continuacin, el
espectro tiene un ancho de banda de 5 000 Hz y 1 600 lneas, por lo
que la resolucin ser:
Para esta mquina, se puede apreciar que aparece la Frecuencia
del Paso de Barras del Rotor acompaada de bandas laterales a +/-120
Hz. Si se calculan estas frecuencias de falla, se obtiene:
Ntese que los valores son bastantes parecidos a los mostrados en
el espectro, el valor de la RBPF de 1 350 Hz debe corresponder con
el calculado de 1 351.25 Hz, estn dentro del error de resolucin
para esta grfica; que fue de 3.125 Hz.
Si ampliamos esta misma grfica de 5 000 Hz, en el rango de 0 a 1
500 Hz, para apreciar mejor las componentes de vibracin de baja
frecuencia, notaremos que estas componentes han perdido la
resolucin si las comparamos con las grficas anteriores (500Hz y 1
000Hz); esto debido a que la resolucin sigue siendo de 3.125
Hz.
ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L
ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L
Figura 6.5 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
Figura 6.6 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
-
Caso de Estudio 07
El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de
vibracin producidas por un engranaje defectuoso. Los engranajes
normalmente producen frecuencias de vibracin iguales a su velocidad
multiplicada por su nmero de dientes, y es llamada la frecuencia de
engrane (GMF).
Cuando existe algn defecto, dao o desgaste en un engranaje,
estas frecuencias se modulan con la velocidad de giro del engranaje
problemtico y comienza la aparicin de bandas laterales alrededor de
la frecuencia de engrane.
En este caso, se muestra la vibracin producida por una caja de
engranajes (figura 7.1), cuyo eje de entrada gira a 1 796 RPM
movido por un motor elctrico; y el eje de salida gira a 703
RPM.
La caja de engranajes posee un pin helicoidal en el eje de
entrada de 18 dientes y un engranaje helicoidal de 46 dientes en el
eje de salida.
El punto de medicin que se analizar en este caso corresponde al
punto DIH, mostrado en el esquema de la figura 7.2, y las
mediciones se realizaron con un acelermetro montado sobre una base
magntica de dos patas.
Vibraciones producidas por un Engranaje Daado
Figura 7.1 Vista exterior de la Caja de Engranajes
Figura 7.2 Ubicacin del punto de medicin
-
En el espectro de frecuencias de la figura 7.3, tomado de una
medicin en la posicin DIH, se aprecian a simple vista unas serie de
componentes de vibracin armnicas y con bandas laterales. Este patrn
generalmente corresponde a fallas en rodamientos y/o engranajes,
con la particularidad de que en los rodamientos las armnicas son
producidas por frecuencias fundamentales no-armnicas; mientras que
en los engranajes estas frecuencias armnicas son sincrnicas, ya que
el nmero de dientes es un entero.
En general, la amplitud de la frecuencia de engrane (GMF)
depende de factores tales como la carga, velocidad, etc. y no es
indicativo de que existe una falla en un engranaje, pero cuando
aparecen 3 o ms familias de estas armnicas de GMF acompaadas con
bandas laterales, entonces se puede estar casi seguro de que existe
un dao severo en al menos uno de los engranajes. El engranajes que
esta defectuoso, produce bandas laterales alrededor de la
frecuencia GMF a su velocidad de giro.
Para este caso de estudio, se puede apreciar en el espectro, que
la velocidad del eje de entrada es de 29.9 Hz (1 796 RPM) y que el
pin tiene 18 dientes, por lo que la frecuencia de engrane (GMF) y
sus armnicas sern:
1xGMF = 1 x 29.9 Hz x 18 dientes = 538.2 Hz
2xGMF = 2 x 29.9 Hz x 18 dientes = 1 076.4 Hz
3xGMF = 3 x 29.9 Hz x 18 dientes = 1 614.6 Hz
Los mismos valores se obtienen multiplicando la velocidad del
eje de salida (703 RPM) por el numero de dientes del engranaje de
salida (46 dientes).
ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L
Figura 7.3 Espectro de Frecuencias en el punto DIH
Figura 7.4 Espectro de Frecuencias en el punto DIH
ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L
-
Para identificar cual de los engranajes se encuentra daado, es
necesarios calcular el valor de las bandas laterales o simplemente
conocer el espaciado entre las frecuencias GMF y estas bandas, el
cual corresponder a la velocidad del engranaje defectuoso.
Para este caso, podemos calcular cuanto es el valor del
espaciado entre las bandas laterales y su frecuencia GMF, de la
siguiente manera:
Ntese que los valores de las bandas laterales corresponden a la
velocidad de operacin del eje de entrada (1xRPME), por lo que se
puede concluir que el engranaje defectuoso es el pin de 18
dientes.
En la figura 7.5, se muestra la seal vibratoria en el punto DIH
en el dominio del tiempo. Se observa que la seal posee mltiples
impactos producidos por el contacto defectuosos entre engranajes.
Los impactos deben coincidir con la frecuencia GMF calculada de
538.2 Hz; si se toman 0.1 segundos de la seal y se cuentan los
picos, se obtiene un aproximado de 54 impactos, que equivalen a
aproximadamente 540 impactos por segundo.
En la figura 7.6 se muestra una fotografa del estado en el cual
se encontraba el pin del eje de entrada, luego de desarmar la caja
de engranajes.
Figura 7.5 Seal en el dominio del tiempo punto DIH
Figura 7.6 Fotografa del pin defectuoso
DT-CE07-DIH ACBM2P
-
Para la realizacin de los clculos de las frecuencias de falla de
los engranajes, se puede utilizar el programa GMFCalc suministrado.
En el CD se debe ejecutar el archivo GMFCalc.exe.
Primero se introducen los datos de la velocidad del eje 1 y el
nmero de dientes de los engranajes 1 y 2. Al oprimir el botn de ,
automticamente se calcular la velocidad del eje 2 y se mostrarn los
resultados de las tres primeras familias de bandas laterales para
cada una de las tres primeras frecuencias de engrane (GMF), ver
figura 7.7.
Para este caso de estudio, la velocidad del eje de entrada es de
1796 RPM, pero como los espectros se encuentran en unidades de
Hertz, se introdujo el valor de 29.9 Hz para la velocidad del eje
1; as mismo se introdujo el nmero de dientes para ambos engranajes,
y al oprimir se obtuvo el valor de la velocidad del eje 2 en Hertz,
11.7 en la figura 7.7.
En la figura 7.8, se observa la tabla de resultados, y en
seguida se pueden encontrar las frecuencias de falla que aparecen
en el espectro de la figura 7.3; coincidiendo los tres primeros
valores de las frecuencias GMF y su primer juego de bandas
laterales; lo que indica que el dao es en el engranaje del eje 1 de
entrada, es decir en este caso, el pin de 18 dientes.
Figura 7.8 Ventana de resultados del programa
Figura 7.7 Ventana de datos de entrada del programa
-
Caso de Estudio 08
El objetivo del presente caso, es identificar las frecuencias de
vibracin producidas por defectos en correas y/o por problemas en
los componentes de la transmisin, tales como desalineacin de las
poleas, ajuste inadecuado de las correas, etc.
La mquina en cuestin es un centro de mecanizado; donde un motor
elctrico (figura 8.1) conduce una polea de 8 de dimetro y la misma
a travs de 6 correas, mueve al eje conducido en la caja de
engranajes con una polea del mismo dimetro.
A los componentes de esta mquina se le realizan mediciones
peridicas de vibracin y se registran las tendencias de los niveles
globales en los puntos de inters. La velocidad del motor para estas
tomas de datos es de 1 080 RPM (18 Hz).
En este caso, se analizaron los espectros de vibracin del motor,
ya que se encontraron niveles mas altos de los normales, en
especial en el punto M1H, mostrado en la figura 8.2.
Problemas Vibratorios en Transmisin por Correas
Figura 8.1 Transmisin por Correas en Centro de Mecanizado
Figura 8.2 Ubicacin del punto de medicin
-
En la figura 8.3 se presenta la grfica de tendencias rms y pico
para el punto M1H, en los 5 registros mostrados se aprecia como los
niveles subieron en la ltima medicin; aunque no son niveles
alarmantes, el incremento es una seal de que hay algo fuera de lo
normal.
En el espectro de frecuencias de la figura 8.4, aparece la
frecuencia de giro del eje que es de 1 080 RPM (18 Hz) y se
aprecian unas componentes sub-sincrnicas a 5.1 HZ y 10.1 Hz, as
como una no-sincrnica a 15.2 Hz; estas pueden ser ocasionadas por
un rodamiento o por un defecto en las correas. El primer paso es
calcular la frecuencia de las correas y verificar si esta es la que
aparece.
La frecuencia de las correas se puede medir en sitio mediante el
uso de una lmpara estroboscpica o se puede calcular si se conoce la
longitud de la correa. En este caso, se calcul la longitud de la
correa con los dimetros de las poleas y la distancia entre centros,
mediante la ecuacin 8.1, de la siguiente forma:
La frecuencia de la correa se obtiene resolviendo la ecuacin
8.2
Figura 8.3 Tendencias de Vibraciones punto M1H
Figura 8.4 Espectro de Frecuencias en el punto M1H
ESP-CM08-M1H ACBM2P
62.5HZ-1600L
-
La frecuencia de giro de la correa es entonces, 304.57 RPM (5.08
Hz) y sus armnicas sern:
1xRPMCORREA = 1 x 304.57 = 304.57 RPM (5.08 Hz)
2xRPMCORREA = 2 x 304.57 = 609.14 RPM (10.15 Hz)
3xRPMCORREA = 3 x 304.57 = 913.71 RPM (15.23 Hz)
4xRPMCORREA = 4 x 304.57 = 1 218.2 RPM (20.30 Hz)
Estas frecuencias son las que aparecen en el espectro de la
figura 8.4, y se han identificado en el espectro de la figura 8.5
como FC (Frecuencia de Correa). Esto indica que la causante de que
hayan subido los niveles de vibracin son las correas. Probablemente
exista algn defecto en una o varias de las correas, que cuando pasa
por las poleas produce impactos de una y dos veces por cada vuelta
de la correas.
Para la realizacin de los clculos de las frecuencias de falla de
las correas, se puede utilizar el programa FTCorreas suministrado.
En el CD se debe ejecutar el archivo FTCorreas.exe.
Una vez ejecutado, se deben introducir los datos de la velocidad
del eje conductor en RPM, los dimetros de las poleas conductora y
conducida, y la distancia entre centros en pulgadas; como se
muestra en la figura 8.6.
Al oprimir el botn de el programa calcular la longitud de la
correa, la velocidad de la polea conducida y la frecuencia de giro
de la correa y sus armnicas, todas en RPM y Hertz.
Figura 8.5 Espectro de Frecuencias en el punto M1H
Figura 8.6 Ventana de datos de entrada del programa
ESP-CM08-M1H ACBM2P
62.5HZ-1600L
-
En la figura 8.7, se presenta la ventana de resultados del
programa. Se pueden verificar los valores de las frecuencias de las
correas con los que aparecen en el espectro de la figura 8.4.
Figura 8.7 Ventana de resultados del programa
-
Caso de Estudio 09 Altos Niveles de Vibracin Filtrada a 1X en
Ventilador Horizontal
Figura 9.1 Ubicacin de los puntos de medicin
El objetivo del presente caso, es el de identificar el
desbalance a partir de las mediciones en las tres direcciones en un
punto; y corregirlo utilizando el mtodo vectorial. Para ello es
necesario obtener la vibracin filtrada a 1X, por lo que se requiere
la adquisicin de datos en 2 canales: uno para la vibracin y otro
para la fase.
La mquina estudiada es un ventilador con 8 aspas, al que se le
miden peridicamente los niveles de vibracin globales y filtrados a
1X y 2X en los dos cojinetes y en las tres direcciones: Horizontal,
Vertical y Axial, para cada uno. Para ello se utiliza un sensor de
aceleracin montado en una base magntica y un sensor de referencia
de fase infrarrojo. Todas las lecturas son integradas y convertidas
a valores de velocidad en mm/seg.
El anlisis que se muestra a continuacin se realiz en los tres
puntos (CFH, CFV y CFA) del cojinete del lado del ventilador
mostrados en la figura 9.1, ya que en ellos se obtuvo un valor
global de vibracin fuera de los normal, en especial en la direccin
horizontal, alcanzando 16 mm/seg rms y con una vibracin filtrada a
1X de 13 mm/seg @ 144; adems se obtuvo la fase y RPM del eje
utilizando un sensor de referencia de fase (SF), con el cual se
obtuvo la velocidad de operacin al momento de la recoleccin de
datos, que fue de 452 RPM (7.53 Hz).
-
En el espectro de frecuencias de la figura 9.2, se puede ver la
vibracin en la direccin Horizontal del cojinete del ventilador
(CFH), aparece una componente bastante elevada a 7.5 Hz, que
corresponde a la frecuencia 1X de la velocidad de giro del
ventilador. Adems aparece una componente a 60.3 Hz (8X), que
corresponde al paso de las aspas del ventilador, y su amplitud es
la normal para esta mquina.
Para diferenciar entre desbalance y desalineacin angular, es
bueno comparar el pico de la componente 1X de la direccin
horizontal con la axial, ya que si la axial es pequea en comparacin
con la horizontal, se puede descartar la desalineacin angular como
efecto predominante.
En la figura 9.3, se muestra el espectro de frecuencias para la
medicin de vibraciones en la direccin axial (CFA), en esta se puede
apreciar que la componente a 1X, es de 2.1 mm/s, lo cual es bajo en
funcin de los 13.1 mm/s medidos en la horizontal. Esto hace
inclinar el anlisis hacia un desbalance del ventilador.
Para corregir esto, se puede realizar un procedimiento de
balanceo en sitio en un plano, y como se dispone de la medicin de
fase, se puede utilizar el mtodo de balanceo vectorial con el cual
solo se requieren dos arranques de la mquina.
El procedimiento se realiz con el sensor de aceleracin en la
posicin horizontal (CFH) y el sensor de fase colocado
verticalmente, como se muestra en la figura 9.1, por lo que es
necesario corregir las lecturas de fase por la ubicacin relativa de
ambos sensores, que es de 90. En los datos que se muestran a
continuacin ya se han realizado todas las correcciones de fase por
la ubicacin de los sensores.
Figura 9.2 Espectro de Frecuencias en el punto CFH
Figura 9.3 Espectro de Frecuencias en el punto CFA
-
Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un
plano, se decidi balancearlo en sitio a la velocidad de operacin y
utilizando la misma instrumentacin y el mtodo vectorial. El peso de
prueba a colocar se obtuvo resolviendo la ecuacin 1.1:
El procedimiento se inici midiendo la vibracin filtrada a 1X y
su ngulo de fase, los cuales resultaron de 13.1 mm/s @ 144 con
respecto de la marca de referencia colocada en el ventilador, con
unas cinta reflexiva. Como este ventilador opera por debajo de su
velocidad crtica, se coloc el peso de prueba calculado de 37 grs
opuesto a 144, es decir a 324.
Se arranc la mquina y se volvi a medir la vibracin filtrada a
1X, resultando en 7.4 mm/s @ 172. En la tabla 9.1 se presenta un
resumen de estas mediciones.
Con estos datos se puede obtener de manera analtica o vectorial,
la ubicacin del peso de correccin y su magnitud. En la figura 9.4
se muestra el diagrama polar, con los vectores de vibracin original
(O), Vibracin con el peso de prueba (OP) y la correccin en ngulo
que se le debe hacer al peso de prueba que es de 28, que se obtiene
con el vector P=OP-O. El vector de sensibilidad de amplitudes debe
ser el cociente entre O/P, que en este caso es aproximadamente
1.76. Al multiplicar este factor por el peso de prueba se obtiene
el peso de correccin de 65 grs. Y su ubicacin debe ser a 28 mas de
la ubicacin original de peso de prueba, es decir 324+28 = 352.
Por lo tanto se debe colocar el peso de correccin de 65 grs @
352.
Figura 9.4 Solucin Vectorial para el Balanceo
Tabla 9.1 Tabla de mediciones para el balanceo
Magnitud Angulo
Vibracin Original (O) 13.1 mm/s 144
Peso de Prueba (Wp) 37 grs 324
Vibracin con Peso de Prueba (OP) 7.4 mm/s 172
-
Para la realizacin de los clculos de balanceo en un plano
anteriores, se puede utilizar el programa BAL-VECT-1P suministrado.
En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1PVE.exe.
En la seccin 1 de Clculo del Peso de Prueba, se deben introducir
el peso del rotor, el radio de colocacin del peso de prueba y la
velocidad de operacin del rotor, al oprimir el botn de , aparecer
el peso de prueba en gramos, que produce una fuerza dinmica del 5%
del peso del rotor. Este peso se debe utilizar como un valor de
referencia a la hora de realizar la corrida de prueba. En este caso
el peso de prueba resulta de 36.7 grs.
En los siguientes campos del programa se introducen los valores
de la amplitud y ngulo de fase de la vibracin original, el valor y
colocacin angular del peso de prueba y la amplitud y ngulo de fase
de la vibracin obtenida al colocar el peso de prueba.
Al oprimir el botn de aparece el valor del peso de correccin y
su ubicacin angular en funcin de la referencia (cinta reflexiva)
que se coloc en el eje y que se asumi que era la posicin 0. Para
este caso result una masa de correccin de 65 grs @ 352. Por lo que
se debe retirar la masa de prueba del rotor y colocar esta nueva
masa.
El siguiente paso es el de arrancar la mquina y volver a medir
la vibracin, con la finalidad de ver si los valores estn dentro de
los permisibles; si no es as se debe volver a repetir el
procedimiento, partiendo de la ltima medicin como la vibracin
original. En este caso el valor filtrado a 1X result en 1.5 mm/s,
por lo que el balanceo fue satisfactorio.
Figura 9.6 Ventana de balanceo en un-plano vectorial
Figura 9.5 Ventana de Clculos del Peso de Prueba
-
Caso de Estudio 10 Altos Niveles de Vibracin 1X en Bomba
Centrfuga
Figura 10.2 Ubicacin de los puntos de medicin
El objetivo del presente caso, es el de diferenciar una condicin
de desbalance de masa y una desalineacin angular, a travs del
anlisis espectral de vibraciones en las tres direcciones
Horizontal, Vertical y Axial.
El equipo analizado es una bomba centrfuga acoplada a un motor
elctrico de 75 HP y 3600 RPM, a travs de un acople flexible (figura
10.1).
La mquina exhiba altos niveles de vibracin global y a 1X en las
tres direcciones medidas en el cojinete del lado del acople de la
bomba BIH, BIV y BIA, tal y como se muestra en la figura 10.2.
Para las mediciones se utiliz un acelermetro montado sobre una
base magntica de dos patas. Las RPM se midieron con un fototacmetro
resultando en 3 581 (59.68 Hz) al momento de la toma de las
mediciones de vibracin.
Todos los espectros que se muestran son en unidades de velocidad
integrada de vibracin en mm/seg.
Figura 10.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba
-
En la figura 10.3 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones, medidas en la bomba en el cojinete del lado del acople
en la direccin horizontal (BIH), en el mismo aparece una componente
de vibracin con una magnitud alta de 5.7 mm/s a 59.7 Hz, que
corresponde a la velocidad de operacin de la mquina que es de 3 581
RPM (1X).
Generalmente, estos casos se asocian con un desbalance en el
rotor, por lo que es muy importante comparar las mediciones
radiales con la axial, ya que el desbalance no produce vibracin en
esta ltima direccin.
En las mquinas horizontales, en la mayora de los casos, las
vibracin causada por el desbalance tiene mayor magnitud en la
direccin horizontal que en la vertical, producto de las mayores
rigideces verticales y el propio peso de la mquina.
En el espectro de frecuencias de la figura 10.4, se observa la
vibracin en el cojinete de la bomba en la direccin vertical (BIV),
aparece una componente elevada a 59.7 Hz (1X) y con una amplitud de
6 mm/s.
Si se comparan ambas amplitudes radiales, se puede intuir que el
problema no sea un desbalance necesariamente, ya que la amplitud de
la vibracin 1X en la vertical es un poco mayor que la horizontal.
Estos casos pueden ser provocados por una desalineacin o un
problema de pata coja en la mquina. Aunque no se puede concluir
nada certero de esta comparacin, sirve como una orientacin inicial,
y crea la incertidumbre y la necesidad de observar como es la
vibracin en la mquina en ese punto, pero en la direccin axial.
En el espectro de frecuencias que se muestra en la figura 10.5,
se puede observar la vibracin del cojinete de la bomba del lado del
acople en la direccin axial (BIA).
Figura 10.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
Figura 10.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIV
ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L
ESP-BC10-BIV ACBM2P 250HZ-1600L
-
Tambin aparece la componente de 59.7 Hz (1x), con una amplitud
bastante alta de 3.9 mm/s. El hecho de que aparezca vibracin a 1X
en la direccin axial, es producto de la existencia de una
desalineacin angular en la mquina.
En la prctica, si la amplitud de la componente de 1X en la
mquina en la direccin axial, posee una magnitud mas grande que la
mitad de la componente 1X en cualquiera de las mediciones radiales,
entonces el problema predominante es de desalineacin angular; en
caso contrario la vibracin dominante pudiera estar siendo producida
por un desbalance.
En este caso, la amplitud de la componente 1X en la direccin
axial es mucho mas grande que la mitad de ambas mediciones
radiales, por lo que se puede suponer que es la desalineacin
angular, la que est produciendo que se incrementen los niveles de
vibracin, por encima de los valores normales.
Una vez detenida la mquina se midi la desalineacin entre los
ejes, mediante el uso de comparadores, con la tcnica de cara y
borde. Las lecturas en milsimas de pulgada de desviaciones en el
eje de la bomba compensadas por cada de barra y tomadas a un
dimetro de 6 fueron:
En la figura 10.6 se muestran las dimensiones de inters para el
procedimiento de alineacin y la disposicin de los comparadores.
Figura 10.5 Espectro de Frecuencias en el punto BIA
Figura 10.6 Dimensiones de inters para la Alineacin
ESP-BC10-BIA ACBM2P 250HZ-1600L
-
Las correcciones de alineacin en el motor se pueden determinar
de la siguiente forma:
A) Vista Lateral
B) Vista Superior
En la figura 10.7 se muestra el modelo grfico de desalineacin en
la vista lateral, se aprecia que para corregir la desalineacin se
debe subir el motor 163 mils en el perno del anclaje del lado libre
y 47 mils en el perno del anclaje del lado del acople.
En la figura 10.8 se muestra el modelo grfico de desalineacin en
la vista superior, se aprecia que para corregir la desalineacin se
debe mover el motor 219 mils al Este en el perno del anclaje del
lado libre y 64 mils al Este tambin, en el perno del anclaje del
lado del acople.
De los dos modelos se aprecia que la desalineacin era
predominantemente angular, tal y como lo mostr el anlisis que se le
hizo al espectro de frecuencias de las vibraciones medidas.
Figura 10.7 Modelo Grfico Vista Lateral
Figura 10.8 Modelo Grfico Vista Superior
-
Para la realizacin de los clculos de alineacin anteriores, se
puede utilizar el programa ALI-CB suministrado. En el CD se debe
ejecutar el archivo ALICB.exe.
Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i)
entre los planos de los anclajes del motor, ii) desde el plano del
perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medicin
de los comparadores colocados en la mquina conducida y iii) el
dimetro de las mediciones de cara.
Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores de
borde y cara, ya compensadas por la cada de la barra, en los campos
mostrados para la mquina conducida, para las posiciones T, E, B y
W, respectivamente, por fuera de la circunferencia para las
lecturas de borde y por dentro de la circunferencia para las
lecturas de cara.
El siguiente paso es oprimir el botn y aparecern las
correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la mquina en
los respectivos planos de anclaje. Cuando se oprima el botn
aparecern las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos
de anclaje de la mquina.
Estas correcciones estarn en las mismas unidades de las lecturas
tomadas con los comparadores. Es decir, si se tomaron lecturas en
milsimas de pulgada, las correcciones sern en estas mismas
unidades.
Figura 10.9 Ventana de entrada de datos del programa
Figura 10.10 Ventana de resultados del programa
-
Luego de aplicar las correcciones de alineacin, incluyendo el
efecto de la dilatacin trmica, se procedi a medir la vibracin en
los puntos BIH, BIV y BIA. Los niveles globales de vibracin
encontrados fueron los normales para este tipo de bomba
centrfuga.
En la figura 10.11 se muestra el espectro de frecuencias para el
punto de medicin horizontal en el cojinete de la bomba del lado del
acople (BIH), manteniendo la misma escala de amplitudes que en el
espectro de la figura 10.3, con la finalidad de compararlos. Se
aprecia que la componente de vibracin 1X se redujo de 5.7 mm/s a
1.3 mm/s despus de la alineacin. Probablemente este valor 1X
remanente se deba al desbalance propio del rotor, lo cual es
normal.
En la medicin axial en el cojinete del lado del acople de la
bomba (BIA) mostrado en la figura 10.12, se ve que la vibracin 1X
se redujo a 0.3 mm/s, en comparacin con los 3.9 mm/s que tenia
antes de la alineacin (figura 10.5).
Figura 10.11 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
Figura 10.12 Espectro de Frecuencias en el punto BIA
ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L
ESP-BC10-BIV ACBM2P 250HZ-1600L
-
Caso de Estudio 11 Balanceo Dinmico del Compresor Axial de una
Turbina a Gas
Figura 11.2 Ubicacin de los puntos de medicin
En el presente caso de estudio, se muestra la diferencia de
adquirir data de vibraciones directamente en el portacojinetes y en
la carcasa de la mquina, tanto para establecer la condicin de
severidad vibratoria de la misma, como para realizar labores de
balanceo dinmico en sitio.
La mquina en cuestin es una turbina a gas (Figura 11.1), cuya
velocidad de operacin nominal y a plena carga en el generador de
gas es de 10 739 RPM.
La mquina se instrument con sensores de aceleracin, montados
externamente sobre la carcasa con una base magntica, en los puntos
C1Re y C2Re en los planos de los cojinetes y a 30 de la horizontal;
y se colocaron sensores de aceleracin internos roscados en cada uno
de los portacojinetes C1Ri y C2Ri (Figura 11.2), en el cojinete 2
se tuvo especial cuidado en instalar un sensor y su cable de
extensin, que soportara las altas temperaturas. Adems se instal un
sensor de referencia de fase infrarrojo, observando directamente al
eje en la direccin vertical.
Los niveles de vibracin absoluta medidos en la carcasa de la
mquina eran altos, y los medidos internamente en los portacojinetes
resultaron an mayores, tanto en amplitudes globales, como en su
amplitud filtrada a 1X.
Figura 11.1 Compresor Axial de la Turbina a Gas
-
En la figura 11.3 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones tomadas externamente en la carcasa, en el plano del
cojinete del lado de la succin y a 30 de la horizontal (C1Re).
Ntese que la escala de frecuencias est en Ciclos/minuto (CPM).
El nivel global de vibracin en este punto fue de 3.0 mm/s rms, y
en el espectro se aprecian las primeras cuatro componentes
sincrnicas, aunque no poseen valores alarmantes. La componente a 1X
en el espectro result a una frecuencia de 10 739 CPM, igual a la
velocidad del compresor; tambin se aprecian unas componentes
sub-sincrnicas que estn relacionadas con la velocidad de la turbina
de potencia.
Con la finalidad de recolectar data importante para el balanceo,
se midi el vector de vibracin filtrada a 1X en este punto, el cual
fue de 1 mm/s @ 139
En la figura 11.4 se presenta la seal en el dominio del tiempo
para este mismo punto, en la cual se puede apreciar la forma
no-armnica de la onda, esto significa que existen varias
componentes que estn causando la vibracin en este punto y no solo
la de 1X.
Se realiz una medicin de vibracin externamente en la carcasa, en
el plano del cojinete del lado de la descarga (2 y a 30 de la
horizontal (C2Re). Obtenindose un espectro y una seal en el dominio
del tiempo con los mismos patrones anteriores, aunque el nivel
global de vibracin medido fue de 5.6 mm/s rms, un poco mas alto que
en el cojinete 1.
El vector de vibracin filtrada a 1X obtenido en este punto fue
de 4.8 mm/s @ 93.
Figura 11.3 Espectro de Frecuencias en el punto C1Re
Figura 11.4 Seal en el dominio del tiempo - C1Re
-
La medicin de vibraciones en el portacojinetes del lado de la
succin y a 30 de la horizontal, en el punto C1Ri, se muestran en la
grfica de la figura 11.5. En esta medicin interna es mas notoria la
componente a 1X, su amplitud es mucho mayor que en las mediciones
de carcasa, y su predominio se puede notar al compararla con las
amplitudes de las dems componentes sincrnicas.
El valor global de vibracin medido en este punto fue de 28.9
mm/s rms, mucho mayor que en las mediciones de carcasa. El vector
de vibracin filtrada a 1X fue de 27.2 mm/seg @ 260.
En la seal en el dominio del tiempo, mostrada en la figura 11.6,
se observa una onda con un patrn bastante sinusoidal, con un
periodo igual al de la velocidad de rotacin, por lo que se
evidencia el predominio de la componente a 1X.
Esta informacin tomada internamente con sensores de vibracin
provisionales, provee informacin mucho mas relevante para el
balanceo, que la tomada en la carcasa del lado externo.
Se realiz tambin una medicin en el portacojinetes del lado de la
descarga y a 30 de la horizontal, en el punto denotado como C2Ri,
cuyo espectro de frecuencias y seal en el dominio del tiempo
presentaron un patrn muy similar a los mostrados en las figuras
11.5 y 11.6, pero con menor amplitud.
El valor global de vibracin medido en este punto result de 6.1
mm/s rms; y el vector de vibracin filtrada a 1X fue de 5.8 mm/s @
212.
Los valores de vibracin filtrada a 1X obtenidos en estas
mediciones se utilizaron como datos iniciales para realizar el
procedimiento de balanceo.
Figura 11.5 Espectro de Frecuencias en el punto C1Ri
Figura 11.6 Seal en el dominio del tiempo C1Ri
-
Como el rotor del compresor axial de la turbina opera por encima
de su velocidad crtica, debe ser balanceado en sitio y a sus
condiciones de operacin. Se utiliz el mtodo de coeficientes de
influencia para calcular la magnitud y colocacin angular de los
pesos de correccin en dos planos, que permitiera obtener el mejor
balanceo del rotor.
Para ello se realiz un segundo arranque de la mquina, colocando
un peso de prueba de 7.5 gramos a un ngulo de 270 en el plano de
balanceo del lado de la succin (1). Y seguidamente se realiz otra
corrida colocando un peso de prueba de 14.5 gramos a 150 en el
plano del lado de la descarga (2).
Los resultados de los vectores de vibracin filtrada a 1X
obtenidos de la medicin orginal y de las mediciones despus de
aplicar los pesos de prueba antes mencionados, se presentan en la
tabla 11.1.
La solucin de las masas de correccin se puede obtener de forma
analtica o vectorial. En este caso se utiliz el programa BAL-CI,
suministrado en el CD en el archivo llamado BAL2PCI.exe. En la
figura 11.7 se muestra la ventana de los datos introducidos y los
pesos de correccin que se deben colocar en la mquina.
Para este caso se debe colocar una masa de 7.8 gramos a 330 en
el plano del lado de la succin y una masa de 38.8 gramos a 220 en
el plano del lado de la descarga.
Se realiz un reacomodo de la masa a colocar a 220 ya que no
coincida con ningn agujero del disco de balanceo.
Una vez colocadas las masas de correccin se procedi a arrancar
la mquina y medir las vibraciones resultantes en ambos cojinetes,
con la finalidad de compararla con la vibracin original.
Figura 11.7 Ventana del programa BAL-CI
Cojinete 1 Cojinete 2
Medicin 1 27.2 mm/s @ 260 5.8 mm/s @ 212
Medicin 2 29.7 mm/s @ 276 6.3 mm/s @ 187
Medicin 3 23.6 mm/s @ 276 6.1 mm/s @ 242
Tabla 11.1 Vectores de Vibracin Filtrada a 1X
-
En la figura 11.8 se muestra una fotografa con el plano de
balanceo del lado de la descarga del compresor, se pueden apreciar
los agujeros roscados espaciados a 15.
En la figura 11.9 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones medidas en el punto C1Ri, antes y despus de balancear
la mquina.
Se puede comparar la amplitud del pico a 1X en la medicin
inicial, con la misma componente despus de colocar las masas de
correccin calculadas, La magnitud se ha reducido casi 10 veces.
Figura 11.9 Comparacin de las vibraciones en el punto C1Ri
Figura 11.8 Plano de balanceo lado descarga
-
Caso de Estudio 12 Modulacin de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas
Centrfugas
Figura 12.2 Ubicacin de los puntos de medicin
En el siguiente problema se analiza un caso especial de
modulacin de la amplitud, que aparece cuando dos equipos operan
montados sobre una misma base y a velocidades muy cercanas.
De forma general, la modulacin de la amplitud aparece en el
dominio del tiempo con una variacin en la amplitud de la seal,
usualmente la frecuencia mas alta es la portadora y es alterada en
amplitud por otra frecuencia de mucho menor valor. La seal de onda
resultante tiene un periodo constante o una fase constante, pero la
amplitud cambia constantemente. En el dominio de la frecuencia, se
producen bandas laterales alrededor a la componente de la
frecuencia portadora.
Pero cuando existen dos frecuencias muy cercanas, el espectro de
frecuencias cambia, ya que estas dos frecuencias no provienen de la
misma raiz, y aparecen dos nuevas componentes, una es la suma de
las dos frecuencias y la otra es la resta de estas.
En este caso se analizan las vibraciones producidas por dos
bombas hidrulicas (figura 12.1) que operan a velocidades muy
cercanas, una a 1 798 RPM y la otra a 1733 RPM. Las dos bombas
fueron identificadas como BH1 y BH2, aunque las mediciones que se
muestran corresponden a la bomba BH1 solamente (figura 12.2)
Figura 12.1 Bombas Centrfugas analizadas
-
En la figura 12.3 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones medidas en el punto MIV mediante un acelermetro montado
en base magntica. Aunque la componente a 1X (29.9 Hz) mostrada es
normal o un poco mas grande que lo normal, para este tipo de motor,
llama la atencin la componente a 59.2 Hz, que de manera comn se
confunde con la componente a 2X causada por la desalineacin
paralela.
La nica manera de descifrar realmente lo que ocurre en el
espectro de frecuencias, es tomando una nueva medicin con un ancho
de banda de frecuencias mucho menor, pero manteniendo el nmero de
lneas, esto aumentara la resolucin.
En el espectro de frecuencias de la figura 12.4, se puede
apreciar que la componente 1X (29.9 Hz) que apareca en el espectro
de la figura anterior, en realidad envolva a la componente 1X
(29.96 Hz) de la bomba BH1 y a la componente 1X (28.88 Hz) de la
bomba BH2, en este espectro se aprecian las dos componentes por
separado, que son el efecto del desbalance causado por la propia
bomba BH1 y lo que se transmite a travs de la base del efecto del
desbalance de la bomba BH2.
Adems se puede apreciar que la componente a 58.84 Hz, no
corresponde al 2X de ninguna de las bombas, sino que es simplemente
el efecto de la pulsacin producida, en la cual se genera esta nueva
frecuencia, que es la suma de las dos frecuencias fundamentales de
las bombas (29.96 + 28.88 Hz).
Tambin aparece en el espectro la resta de ambas frecuencias 1X,
que es 29.96 - 28.88Hz = 1.08 Hz. Esta componente aparece
subsincrnica y muchas veces es muy dificil de apreciar, a menos que
se disminuya mucho mas el ancho de banda y se aumente la
resolucin.
Figura 12.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
Figura 12.4 Espectro de Frecuencias en el punto MIV
ESP-BH1-MIV, ACBM2P 500HZ-1600L
ESP-BH1-MIV, ACBM2P 100HZ-1600L
-
En la figura 12.5, se muestra la seal en el dominio del tiempo
tomada en el mismo punto MIV. Aparece un patrn en forma de
modulacin de la amplitud, que en la realidad es el efecto de las
pulsaciones, causadas por la cercana entre las velocidades de ambas
mquinas.
Es importante resaltar que esto no corresponde a una falla; es
simplemente un efecto causado por la transmisibilidad de las
vibraciones de una mquina a la otra, aunque si hay que tener
cuidado a la hora de realizar un diagnstico y no confundirlo con
una desalineacin. La clave esta en ver la seal en el dominio del
tiempo y/o aumentar las resolucin del espectro para detallar de
manera precisa las componentes vibratorias.
Cuando ocurre el fenmeno de las pulsaciones, aparece un sonido
que se puede percibir como un ronroneo a baja frecuencia, y
corresponde con los aumentos y disminuciones de las amplitudes de
vibracin que el slido le transmite al aire. Como se puede apreciar
en la figura 12.6, la diferencia de tiempos entre los mximos de
amplitud es de 1.497s - 0.576s = 0.92s, y en trminos de frecuencia
sera 1.08 Hz, que coincide con la componente frecuencial del
espectro, que es la resta de las frecuencias de cada mquina.
Figura 12.5 Seal en el dominio del tiempo punto MIV
Figura 12.6 Seal en el dominio del tiempo punto MIV
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Caso de Estudio 13 Aflojamiento Mecnico en Bomba Centrfuga
Figura 13.2 Ubicacin de los puntos de medicin
El propsito de estudiar el siguiente caso, es el de identificar
el aflojamiento mecnico en mquinas, a partir del patrn del espectro
de frecuencias de sus vibraciones.
Para ello se analiza una bomba centrfuga, cuya velocidad de
operacin es de 3 582 RPM, medidas con un foto-tacmetro al momento
de realizar las tomas de datos de vibracin.
No existe ninguna frecuencia definida caracterstica del
aflojamiento mecnico, pero por lo general, aparecen frecuencias
sincrnicas y media-sincrnicas, y un levantamiento de la base del
espectro (ruido blanco). El especialista en la prctica, observa el
patrn y la forma de la seal, incluyendo la existencia del ruido
blanco, para diagnosticar el aflojamiento o juego mecnico.
En este caso, se muestran mediciones de vibracin en velocidad
integrada en mm/s, tomadas en la bomba en la direccin vertical, en
el punto definido como MOV (ver figura 13.2), utilizando un
acelermetro montado sobre una base magntica.
Los niveles globales de vibracin para esta mquina se
incrementaron desde la ltima medicin de 1.9 mm/s rms a 6.8 mm/s
rms.
Figura 13.1 Anclajes de la bomba centrfuga analizada
-
En la figura 13.3 se muestra el espectro de frecuencias de las
vibraciones medidas en el punto MOV. A simple vista se puede
detectar la firma tpica del aflojamiento mecnico, que es el
levantamiento de la base del espectro (ruido blanco) y la aparicin
de componentes sincrnicas y media-sincrnicas, que se han
identificado como 0.5X, 1X, 1.5X, 2X, 2.5X y 3X en la figura.
Luego de corregir el problema del aflojamiento mecnico
estructural en esta bomba centrfuga, se realiz una nueva medicin en
el mismo punto y la vibracin global se redujo a 1.9 mm/s rms.
En la figura 13.4 se muestra el espectro de frecuencias
manteniendo su escala de amplitudes con el fin de compararla con el
de la figura 13.3. El ruido blanco ha desaparecido, as como todas
las componentes sincrnicas y media-sincrnicas, producto de los
golpes causados por el aflojamiento existente.
Figura 13.3 Espectro de Frecuencias en el punto MOV
Figura 13.4 Espectro de Frecuencias en el punto MOV
ESP-BC13-MOV ACBM2P 250HZ-1600L
ESP-BC13-MOV ACBM2P 250HZ-1600L
-
Caso de Estudio 14 Incremento de los Niveles de Vibracin por
Defecto en Rodamiento
Figura 14.2 Tendencia de Vibraciones en BIV
En el siguiente caso se analizan las vibraciones producidas por
un motor elctrico trifsico de 460V, acoplado a una bomba centrfuga,
cuyas especificaciones son:
Potencia: 30HP
RPM: 1 760
Rodamientos: SKF 6308
Esta mquina esta incluida dentro de un plan de mantenimiento
basado en condicin, donde se le realizan mediciones semanales de
niveles globales de vibracin en 5 puntos del motor (MIH, MIV, MOH,
MOV, MOA) y 3 de la bomba (BIH, BIV y BIA), como se muestra en la
figura 14.1.
La tendencia de niveles de vibracin para el punto BIV se
muestran en la figura 14.2. Es interesante notar que el valor
global de vibracin en rms solo se incremento de 1.27 mm/s a 1.68
mm/s, este ltimo sigue siendo un valor normal para una bomba de
este tipo, aunque el hecho de que haya aumentado en las ltimas 5
mediciones es significativo de que algo anda mal. El valor pico si
presenta un incremento exagerado de 3.30 mm/s a 5.46 mm/s en las
ltimas 5 mediciones, lo que indica que la responsable del aumento
de las vibraciones sea un efecto causado por impactos, y no la
vibracin sinusoidal. Un ejemplo, de impactos, podra ser un
rodamiento defectuoso, un rozamiento, etc. La vibracin sinusoidal
es causada por el
Figura 14.1 Puntos de medicin de vibraciones
-
desbalance, por ejemplo.
En la misma grfica tambin se puede ver como el valor del Factor
de Cresta (Pico/rms) se ha incrementado, esto simplemente indica
que la proporcin entre el valor pico y el rms ha crecido, y que el
problema tiene que ver con impactos.
En el espectro de frecuencias de la figura 14.3, aparecen
componentes armnicas de la frecuencia no-sincrnica de 143.4 Hz,
tambin se aprecia el pico de la velocidad de giro del rotor de 29.1
Hz y sus sincrnicas, todas las componentes anteriores aparecen con
levantamiento de la base (ruido blanco).
Utilizando el programa FCER suministrado en el CD, e
introduciendo la opcin de bsqueda para el rodamiento SKF 6308,
aparecen sus frecuencias de falla, como se muestra en la figura
14.4.
Al multiplicar la velocidad de giro del rotor (29.1 Hz) por el
factor BPFI (4.928), resulta una frecuencia de falla de 143.4 Hz y
sus armnicas 286.8 y 430.2 Hz, exactamente las que aparecen en el
espectro de frecuencias, indicando un defecto en el aro interno del
rodamiento.
Adems, pudiera ser que exista desgaste de la pista del aro
interno, ya que el patrn de componentes sincrnicas y ruido blanco
es tpico de un aflojamiento mecnico; en este caso entre el aro
interno y los elementos rodantes. Es importante recordar que el aro
interno gira a la misma velocidad del rotor 1X.
Figura 14.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIV
Figura 14.4 Ventana de la base de datos del Programa FCER
ESP-BC14-BIV ACBM2P 500HZ-1600L
-
Caso de Estudio 15 Altos Niveles de Vibracin Global en Bomba
Centrfuga
Figura 15.2 Punto de medicin de vibraciones
En este caso se analiza una bomba centrfuga con altos niveles
globales de vibracin, medidos en el punto BIH en la direccin
horizontal, tal como se muestra en las figuras 15.1 y 15.2;
utilizando un acelermetro montado sobre una base magntica.
La velocidad de operacin de la mquina fue medida con un tacmetro
infrarrojo resultando en 3 508 rpm (58.47 Hz), y ser la que
corresponde a la componente sincrnica 1X a identificar en los
espectros de frecuencia de vibracin.
Los valores globales de vibracin en aceleracin, velocidad
integrada, desplazamiento integrado y envolvente, en rms, pico y
factor de cresta (CF = pico/rms) se muestran a continuacin:
Figura 15.1 Vista superior de la bomba centrfuga
RMS PICO CF
A [G] 2.489 11.36 4.563
V [mm/s] 11.42 19.28 1.689
D [um] --- 108.7 ---
E3 [GE] 3.254 8.233 2.530
-
En el espectro de frecuencias de la figura 15.3 se puede deducir
fcilmente que los altos niveles globales de vibracin provienen de
la componente a 69.9 Hz que tiene una amplitud de casi 15 mm/s. El
pico a 58.47 Hz corresponde al 1X RPM de la mquina.
Esta componente a 69.9 Hz corresponde a un pico no-sincrnico,
este tipo de frecuencias por lo general son causadas por fallas en
cojinetes con elementos rodantes. Aunque como esta muy cercana a la
componente 1X RPM y su base es bastante ancha, sera aconsejable
verificar si no es causado por una frecuencia de resonancia.
En la figura 15.4 se muestra el espectro de frecuencias de la
respuesta del sistema luego de realizar una prueba de impacto en la
bomba (con la mquina apagada).
Aparecen varias componentes de resonancia causadas por el
impacto, aunque se puede notar de manera muy clara una frecuencia
de resonancia a 69.9 Hz. Esta es la frecuencia que se est excitando
durante la operacin de la bomba y es la que est produciendo los
altos niveles de vibracin del sistema.
Una manera muy sencilla para corroborar esto en sitio y en
tiempo real, es por ejemplo aadiendo masa al sistema y ver su
respuesta vibratoria, si es posible, como el caso de esta bomba
centrfuga, pararse encima de ella (90 Kg mi caso) le suministrara
suficiente masa como para hacer que la frecuencia natural excitada
baje de 20 a 40 Hz, haciendo que inmediatamente el pico de 69.9 Hz
desaparezca del espectro.
Figura 15.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH
Figura 15.4 Prueba de impacto en el punto MOV
ESP-BC15-BIH ACBM2P 500HZ-1600L
ESP-BC15-BIH ACBM2P 500HZ-1600L
-
Caso de Estudio 16 Defecto en Aro Externo de Rodamiento. Banco
de Pruebas en Laboratorio.
Figura 16.2 Montaje del Acelermetro
El objetivo del presente caso, es el de visualizar el efecto
vibratorio producido por un defecto en la pista del aro externo de
un cojinete con elementos rodantes; con la particularidad de que se
conoce la ubicacin del defecto en el rodamiento.
Se utiliz un sistema rotor-cojinete de laboratorio, con la
finalidad de poder realizar varias pruebas con este rodamiento
defectuoso; entre ellas: variar la velocidad y la carga del rotor,
girar el rodamiento para cambiar la ubicacin del defecto, etc. En
la figura 16.1 se muestra el rodamiento con el defecto ubicado en
su parte inferior (se hizo un muesca en el lado externo para
conocer la ubicacin del defecto).
Se utiliz un acelermetro montado directamente sobre el
portacojinetes en la direccin vertical, como se muestra en la
figura 16.2.
Todas las pruebas que se muestran a continuacin, se realizaron
con la misma carga y con una velocidad del rotor entre 1 784 y 1
789 RPM; se analiza tanto la respuesta de la vibracin en funcin del
tiempo como en funcin de la frecuencia, en unidades de Aceleracin
(Gs).
Figura 16.1 Defecto en el Aro Externo - Abajo
-
Como referencia se muestra en la figura 16.3, la seal en funcin
del tiempo para el rodamiento sin defectos, utilizando la misma
escala de amplitud utilizada para las dems pruebas.
En la figura 16.4 se muestra la grfica de las vibraciones en
funcin del tiempo, con el defecto en la pista del aro externo
ubicado en la posicin inferior, tal como se mostr en la figura
16.1.
El periodo de repeticin de los impactos mostrado es:
Por lo que su frecuencia ser:
La frecuencia de paso de fallo por el aro externo (BPFO) para
este rodamiento es de 3.052X, por lo que si se multiplica por la
velocidad de rotacin del eje, tendremos:
Lo que indica que los impactos observados en la grfica de la
figura 16.4, coinciden con el paso de los elementos rodantes sobre
el defecto en la pista del aro externo del rodamiento.
Tambin se puede apreciar a simple vista de la grfica, que los
impactos producen aceleraciones en el orden de 2 a 4 Gs, lo que es
un valor bastante alto, producto de estos golpes que se generan
cada vez que los elementos rodantes impactan el defecto en el aro
externo del rodamiento.
Figura 16.3 Grfica en funcin del tiempo - sin defecto
Figura 16.4 Defecto en la parte Inferior del aro externo
-
En la figura 16.5 se muestra el rodamiento rotado 180 desde la
posicin de la figura 16.1, movindose el defecto en el aro externo a
la posicin superior. Aunque se supone que la carga y el peso del
sistema actan de forma mas acentuada cuando el defecto est en la
parte inferior, por efecto de la gravedad, se presenta la respuesta
del sistema en este caso, para apreciar el efecto vibratorio.
El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es
el mismo que en el caso anterior:
Su frecuencia es:
Si se divide este valor entre la velocidad del rotor,
obtendremos la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el
defecto en el aro externo para este rodamiento,
Los impactos siguen apareciendo a la frecuencia del paso de los
elementos rodantes por el defecto en el aro externo, aunque en este
caso se observa que ocurren mayormente con aceleraciones negativas,
en comparacin con la grfica de la figura 16.4, en donde los
impactos se apreciaban con aceleraciones positivas. (Esto tambin
depende de la ubicacin del sensor de aceleracin mostrada en la
figura 16.1).
Figura 16.5 Defecto en el Aro Externo - Arriba
Figura 16.6 Defecto en la parte Superior del aro externo
-
En la figura 16.7 se muestra el rodamiento rotado 90 desde la
posicin de la figura 16.1, movindose el defecto en el aro externo a
la posicin lateral.
El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es
el mismo que en los casos anteriores:
Su frecuencia es:
Si se divide otra vez este valor entre la velocidad del rotor,
se obtiene la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el
defecto en el aro externo para este rodamiento,
El siguiente paso, es comparar las grficas de vibracin en funcin
de la frecuencia para cada uno de estos casos.
Figura 16.7 Defecto en el Aro Externo Lateral
Figura 16.8 Defecto en la parte Lateral del aro externo
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En la figura 16.9 se muestra el espectro de frecuencias de
vibracin del rodamiento con el defecto en el aro externo hacia
abajo (tal como se muestra en la fotografa de la figura 16.1).
Aparece la frecuencia giro del eje y sus frecuencias sincrnicas
(29.78, 59.56, 89.34 ), pero tambin aparece la frecuencia de paso
de elementos rodantes por el aro externo (BPFO) y sus armnicas
(90.90, 181.8 ) lo que es caracterstico de este tipo de falla en el
cojinete.
La frecuencia de paso de bolas por el aro externo para este
modelo de rodamiento es de 3.052X y sus armnicas:
En la figura 16.10, se aprecia el espectro de frecuencias de la
envolvente de vibracin con un paso de banda entre 500 y 10 000 Hz)
para el mismo defecto anterior. Es de hacer notar que las
frecuencias sincrnicas han sido removidas por el filtrado, as como
las altas frecuencias, lo que deja un espectro de frecuencias mucho
mas limpio para observar el defecto en el rodamiento.
Otro detalle de importancia en estos casos es realizar
mediciones de baja y alta frecuencia, ya que es necesaria la
resolucin del espectro para poder detallar con claridad el defecto.
Observe en la figura 16.9 la cercana de la tercera frecuencia
sincrnica (89.34 Hz) con la frecuencia de falla BPFO (90.90).
Figura 16.9 Espectro de Frecuencias Defecto Abajo
Figura 16.10 Espectro de Frecuencias de Envolvente
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Nomenclatura Utilizada en los Grficos de Vibracin en el Dominio
de la Frecuencia
Nomenclatura
ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L
ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL
ESP: Cdigo que indica que la grfica de vibracin es en el dominio
de la frecuencia.
AA00: Las primeras dos letras son la abreviatura del tipo de
equipo y los dos nmeros indican su nmero de codificacin, as por
ejemplo, BC01 ser una Bomba Centrfuga identificada con el nmero
01.
ELD: Identifica el punto de medicin, donde, E es la mquina en
donde se toma la data, L es la ubicacin longitudinal y D es la
direccin, as por ejemplo, BIH ser el punto de medicin en la Bomba,
del lado Interno y en la direccin Horizontal.
SSBBCC: es el cdigo del tipo de sensor utilizado, donde SS es el
tipo de sensor de vibracin, BB es el tipo de base y CC es el tipo
de contacto entre base y mquina.
FFFF: Es el ancho de banda utilizado en la captura de la data de
vibracin en Hertz (Hz), por ejemplo 1000HZ ser un ancho de banda de
1000 Hz.
NNNN: Es el nmero de lneas de resolucin en el espectro de
frecuencias, por ejemplo 1600L sern 1600 lneas de resolucin.
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Cdigo SS: AC: Acelermetro VE: Sensor Ssmico o de Velocidad DD:
Sensor de Proximidad
Cdigo BB: BM: Base Magntica BS: Base Slida CD: Conexin Directa
SB: Sin Base
Cdigo CC: 2P: 2 Patas EX: Extensin DS: Disco AD: Adhesivo EP:
Epxico SD: Soldada AT: Atornillada
ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL
Cdigo AA BC: Bomba Centrfuga BH: Bomba Hidrulica CC: Compresor
Centrfugo VV: Ventilador SP: Soplador CM: Centro de Mecanizado CE:
Transmisin TG: Turbina a Gas TV: Turbina a Vapor
Cdigo E: B: Bomba M: Motor C: Compresor T: Turbina D: Caja de
Engranajes
Cdigo L: I: Lado Interno o Lado Acople O: Lado Externo o Lado
Libre M: Lado del Motor B: Lado de la Bomba C: Lado del Compresor
T: Lado de la Turbina
Cdigo D: H: Horizontal V: Vertical A: Axial
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Bibliografa - Bukowitz K., David O., Anlisis de Vibraciones en
Mquinas Rotativas. Manual del Curso. Universidad del Zulia,
Maracaibo, Venezuela. 2002.
- Mobley, R. Keith, Vibration Fundamentals. Editorial Newnes,
1999. - Barrios G., Pedro M., Principios y Tcnicas de Balanceo de
Rotores. Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela. 1986.
- Eisenmann, R. Sr., Eisenmann R. Jr., Machiney Malfunction
Diagnosis and Correction. Prentice Hall PTR, 1998.
- Piotrowski, John, Shaft Alignment Handbook. Tercera Edicin,
Editorial CRC Press. 2007.
- Fernndez G., Rafael D., Alineacin de Mquinas Rotativas.
Trabajo de Ascenso, Universidad del Zulia, Maracaibo, Venezuela.
2006.
- Bukowitz K., David O., Programa Computacional para
Diagnosticar Fallas en Cojinetes de Elementos Rodantes mediante
Anlisis de Vibraciones. Trabajo de Ascenso, Universidad del Zulia,
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- Bukowitz K., David O., Balanceo de Rotores en Mltiples Planos
Asistido por Computador. Trabajo de Ascenso, Universidad del Zulia,
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- Eisenmann, Robert C., Some realities of field balancing.
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Diagnstico de Fallas en Mquinas mediante Anlisis de Vibraciones
a travs de 16 Casos de Estudio
por: David O. Bukowitz K., I.M., MSc.