Notas técnicas. - Logismarket, el Directorio Industrial

Notas técnicas. - Logismarket, el Directorio Industrial

DIAGNOSTICO DE VIBRACIONES EN
BAJAS FRECUENCIAS
BAJAS FRECUENCIAS
Hasta el momento hemos analizado los diferentes procedimientos que se pueden
utilizar en la adquisición de datos.
Durante estas mediciones la máquina debe estar operando tal como normalmente lo
hace. En general conviene efectuar una verificación de la vibración y del ruido con la
máquina parada para asegurarnos de que el ruido medido o la vibración medida no
proviene de otra máquina. Si hubiera presente un ruido o vibración de fondo, de valor
significativo, es muy probable entonces que esto nos induzca a interpretaciones
erróneas.
Una vez que la información necesaria, en amplitud y en frecuencia, haya sido obtenida
por algunos de los métodos descriptos (manual, semiautomático, automático o usando
un analizador de señales digitales), el próximo paso es revisar los datos obtenidos y
estudiar las lecturas más significativas de nuestro espectro.
Análisis por comparación: Luego de que los datos mas relevantes han sido
determinados, el próximo paso es comparar las lecturas del espectro con las
características de vibración y ruido de varios tipos de problemas característicos, y esto
se puede realizar de manera efectiva y rápida con la ayuda de un análisis en
frecuencia, no importa como este haya sido tomado.
En particular esto se mostró como una herramienta utilizada en la detección de fallas
en cojinetes a rodamiento.
La forma más natural de analizar un espectro es comparando las frecuencias donde
aparecen las amplitudes más significativas con las rpm de la máquina.
Cuando se analiza el ruido acústico en adición a las vibraciones, el objetivo es
determinar que es lo que se puede hacer a fin de disminuir el nivel del mismo. Cuando
el análisis revela que las frecuencias tanto de ruido como de vibración son las mismas,
de la identificación y corrección de las fuentes de vibración resulta en general una
disminución del ruido correspondiente.
En la tabla de la fig.7-1 se detallan las frecuencias de vibración que usualmente
encontramos en cualquier medición en términos de las rpm y cuales son las posibles
causas. Por lo tanto, en principio, una comparación de lo que midamos con la tabla
anterior debe indicarnos sin ninguna duda cual es la parte que causa el problema.
Naturalmente, ya debemos dejar por sentado que las frecuencias indicadas en la tabla
son las que corresponden a los problemas que más comúnmente podemos encontrar,
pero obviamente no son las únicas que vamos a obtener en nuestro espectro.
De hecho a veces se presentan problemas que no son posible relacionar directamente
con las rpm de la máquina. Es posible encontrarse en muchos casos con un espectro
continuo de frecuencias debido a una vibración aleatoria.
De modo que es real el hecho de que sólo el profundo conocimiento que tengamos de
nuestros sistemas es quien permita facilitarnos el análisis.
Frecuencias
1 x rpm
Causas probables
desbalanceo
Otras causas posibles
- cojinetes, engranajes o poleas excéntricas.
- desalineación o flexión de ejes.
- correas, resonancias, fuerzas alternativas.
2 x rpm
partes mecánicas
- desalineación, resonancias, y fuerzas
alternativas.
3 x rpm
desalineación
- partes sueltas
< que1 x rpm
oil whirl < ½ rpm
- mal estado en las correas conductoras
frecuencia
de problemas eléctricos
- problemas eléctricos comunes incluyen
línea
barras rotas de rotores.
2 x frec. sinc. pulsos debido a cuplas resonancias
línea
Fig. 7-1
Determinación de causas de una vibración: En anormalidades típicas de máquinas
encontrar la causa del ruido o la vibración excesiva resulta relativamente sencillo ya
que en general la frecuencia del ruido y la vibración de las partes con problemas suele
ser un múltiplo de las rpm del equipo. Decidir es nuestro próximo paso, por lo que
necesitamos conocer las características de vibración de cada tipo de problemas.
En la tabla de problemas típicos de vibraciones (fig.7-1) están mencionadas las causas
más comunes de vibración que podemos encontrar conjuntamente con las frecuencias
en que se manifiestan. La columna de “otras causas…” nos provee información
adicional acerca de características peculiares útiles que nos ayudarán a puntualizar
mejor y de manera más específica a un determinado problema. En las siguientes
partes de este capítulo discutiremos las causas más comunes de vibración.
VIBRACIONES DEBIDO AL DESBALANCEO
El desbalanceo está claramente al tope en la lista de causas en los inconvenientes por
vibraciones en máquinas. Las vibraciones aceleran el desgaste en los cojinetes y se
transmiten a otras partes del equipo donde también pueden provocar fallas. Una
rápida observación en el espectro de la señal proveniente de un acelerómetro y un
sensor de proximidad (cuenta RPM) revelan inmediatamente si la causa es
desbalanceo: la componente de desbalanceo se encuentra en la frecuencia de
rotación. La amplitud de vibración por desbalanceo es proporcional a la cantidad de
desbalanceo presente.
Normalmente, las componentes de mayor amplitud debido a desbalanceo se miden en
la dirección radial, aunque, si el rotor esta en voladizo, es frecuente encontrar
componentes axiales por esa causa.
El desbalanceo se produce como consecuencia de una distribución desigual en la
masa de los elementos rotantes. El balanceo se logra agregando o quitando masas en
ciertas posiciones angulares sobre el rotor disminuyendo así la carga dinámica sobre
los cojinetes y aumentando la vida útil de la máquina.
El tipo de balanceo a realizar (uno, dos o más planos) depende del rotor y su
distribución de masas.
Balanceo “In Situ”: El desbalanceo es una de las principales fuentes de vibración en
equipos con elementos rotantes. Algunas causas comunes que originan los
desbalanceos son: sopladuras en piezas fundidas; excentricidad; corrosión y desgaste;
acumulación y deposición; distorsión térmica.
El balanceo a través del agregado o extracción de pequeños pesos de corrección, nos
permite reducir las fuerzas de inercia y obtener una rotación sin generación de
vibraciones excesivas en los cojinetes.
Las ventajas al mejorar la calidad del balanceo son:
1) Reduce el desgaste interno de sellos y cojinetes en las máquinas.
2) Reduce la probabilidad de fallas por fatiga en soportes.
3) Reduce la transmisión de vibraciones a fundaciones.
4) Reduce los requerimientos de robustez estructural.
El balanceo “In Situ” se logra midiendo las vibraciones en las partes no rotantes con un
sensor; primero sin pesos de prueba (el rotor en el estado en que lo encontramos
antes de balancear) y luego con pesos de prueba, estos últimos colocados en una
posición aleatoria a fin de producir un desbalanceo conocido. La evaluación de estos
datos permite obtener los pesos de corrección en magnitud y localización.
Balanceo en un plano: El caso más simple de desbalanceo es el de un disco delgado
y uniforme de masa M [kg], simétrico alrededor de su eje de rotación. Cuando una
masa pequeña m [grs] se fija al disco a una distancia R [mm] del eje; se dice que el
disco está en un estado de desbalanceo y su corrección se puede realizar en un plano.
La fuerza centrífuga F generada por la masa no compensada cuando el disco rota a
una velocidad ω. (rad/seg) está dada por:
Fc= m Ac = m (V2 /R) = m/R. ω2.R2
Fc = m ω2 R [N]
Fig. 7-2
De esta expresión se concluye que el efecto del desbalanceo es:
a) Sincrónico con la velocidad de rotación.
b) Radial en su línea de acción.
c) Cantidad vectorial que posee magnitud y dirección.
d) El resultado de una discrepancia entre las simetrías geométricas y másicas de un
rotor.
De esto concluimos que el procedimiento de balanceo involucra un ajuste en la
distribución de masa del rotor de modo que los ejes geométricos y de inercia tiendan a
coincidir.
Cuando el ancho del rotor que estamos considerando, no es importante frente al
diámetro (a/d < 0,5) podemos asemejar el sistema al del disco delgado.
Existen varios métodos para “contrapesar” y así balancear un rotor.
Los métodos vectoriales son los más precisos, sobre todo si se utiliza el computador
como herramienta de cálculo. En el sistema desarrollado por SEMAPI (DSP) se ha
logrado que el equipo efectúe la medición digitalmente y haga el cálculo, lo que da una
garantía de ausencia de errores (apreciación en los procedimientos vectoriales
graficados manualmente). Esto ha permitido bajar considerablemente el tiempo y
puestas en marcha de los equipos durante el procedimiento de balanceo.
Describiremos cuál es el modo de funcionamiento de este software: Introducimos los
datos requeridos por el sistema en su primer pantalla (según fig. 7-3). Luego, y
continuando, las señales de fase (obtenida por un sensor de proximidad que lee una
marca en el eje) y la de amplitud de vibración (dada por un acelerómetro) para los
casos sin peso de prueba (ver fig.7-3a) y con peso de prueba (ver fig.7-3b), son
procesadas automáticamente. Al solicitar la corrección (fig.7-3b) da inmediatamente el
valor del peso de corrección (en proporción o gramos e indicación de distribución) y
ángulo (en grados, positivos o negativos según sentido de giro o número de pala)
respecto de la posición del peso de prueba.
La corrección se realizará sobre el mismo radio en que se montó el peso de prueba.
Se puede apreciar en las fig.7-3 a y b, las sucesivas pantallas donde quedaran
registrados los datos de la operación inicial y la operación con peso de prueba como
también, en esta última, aparece la corrección que ha arrojado el sistema de balanceo.
Fig. 7-3
Fig. 7-3 a
Fig. 7-3 b
Como complemento, en la parte media central de la pantalla aparece una regla donde
se visualiza el ángulo de fase, además se presentan las rpm y los valores de las fases
durante las lecturas.
Es evidente la gran ventaja que representa el balanceo con estos elementos, en
cuanto a la disminución de errores de apreciación y operativos (estos muy frecuentes
en el caso de balanceo en dos planos), y por lógica consecuencia baja notablemente
el tiempo de la tarea y la cantidad de puestas en marcha y paradas de máquinas.
Balanceo en dos planos: La mayoría de los rotores tienen masa distribuida a lo largo
de su longitud y debemos hablar de balanceo en dos planos, en tal caso, éste, se
presenta bajo dos formas:
a) Desbalanceo de rotores rígidos.
b) Desbalanceo de rotores flexibles.
Ambas formas son el resultado de la desviación del eje principal de inercia respecto
del eje geométrico. Un mismo rotor puede considerarse como rígido o flexible según
sea su velocidad de rotación.
Para ω > = 50% de la primer velocidad crítica de un rotor la distribución de masas del
mismo es posible que tienda a deformarlo de manera flexible. La forma final
dependerá además de la forma del soporte de apoyo.
El caso más simple de balancear es el rotor rígido ya que con dos masas en planos
distintos se genera un par de fuerzas que tienden a reubicar el eje principal de inercia
con el eje geométrico. En cambio para rotores flexibles el problema es mas complejo
pues depende de la velocidad con que gire el rotor y entre que frecuencias naturales
se encuentre.
Dada la diferencia entre ambos casos, los trataremos por separado:
a) Balanceo de rotores rígidos: Este se puede realizar tanto en balanceadoras o in situ,
ya que en el primer caso se podrá trabajar en régimen de bajas rpm, debido a la gran
sensibilidad de los apoyos. Nosotros trataremos este caso desde la óptica del
balanceo in situ, ya que este problema lo tiene que solucionar el personal afectado al
Mantenimiento Predictivo.
Para este caso debemos elegir, para fijar los sensores, los dos soportes entre los que
se encuentra apoyado el rotor a balancear y así tomar la vibración en forma externa.
Aquí tenemos la incógnita de la rigidez del sistema.
Dicho en otras palabras, no conocemos la relación gr-m de desbalanceo versus
movimiento del soporte, por lo que, al igual que en el caso de balanceo en un plano,
debemos excitar el sistema con un peso de prueba, para identificar la influencia del
mismo en vibración y fase.
En el esquema de la fig.7-4, debemos elegir dos planos de balanceo, (N y F), y
proceder de la siguiente manera:
Fig. 7-4
1) Tomar vibraciones y fase en ambos soportes sin peso de prueba.
2) Colocar un peso de prueba en N y tomar amplitud de velocidad y fase en ambos
soportes.
3) Colocar el peso de prueba en el plano F y tomar lectura en ambos soportes.
Estos seis juego de valores (amplitud de vibración de la componente de 1 x rpm y
fase) fueron datos que hace mucho tiempo se viene manejando para balanceo en 2
planos.
A diferencia del método de un plano, donde existen ciertos recursos elementales de
corrección (ej.: método de tres puntos sin determinación de fase), no es posible la
corrección si no se procesan vectorialmente estos datos.
Inicialmente se procesaban gráficamente (15 años atrás), con la consiguiente
complicación de representar combinaciones de vectores sobre un diagrama polar.
Posteriormente, la utilización de microcomputadoras, donde había que cargarles los
datos obtenidos con equipos de medición convencional, le dio una mayor rapidez y
exactitud al procesamiento matemático de las señales.
Actualmente se dispone de procesadores DSP (Procesador Digital de Señales)
utilizado por el sistema SEMAPI (que explicaremos), y otros, que procesan
automáticamente la señal, la filtran dejando pasar solamente el desbalanceo, hace
controles de coherencia de valores, y los almacena automáticamente. Luego de
efectuar las 6 lecturas mencionadas, nos mostrará el resultado del cálculo
automáticamente:
a) Peso a colocar sobre cada planos.
b) Angulo donde hay que ubicar los pesos sobre c/u de ellos.
Se puede apreciar en las fig.7-5, 7-5a y 7-5b las distintas pantallas del proceso y los
valores obtenidos en las mediciones (fig. 7-5a primera medición) como también las
correcciones a efectuar en cada plano para lograr un balanceo (fig.7-5b última
medición luego de la cual se puede realizar otra nueva corrida).
Fig. 7-5
Fig. 7-5 a
Fig. 7-5 b
b) Balanceo de rotores flexibles: A velocidades altas de rotación no se puede
considerar al rotor como un sistema rígido; si la velocidad de rotación es mayor que el
50% de su primer velocidad crítica se dice que el rotor es flexible.
En este caso la distribución axial de desbalanceo tiende a excitar diferentes formas
modales del rotor dependiendo de la velocidad del mismo y la forma y rigidez del
soporte.
Teóricamente un rotor posee infinitos modos principales cada uno con su
correspondiente frecuencia natural.(Ej. fig. 7-6)
Fig. 7-6
En un rotor flexible, puede balancearse en dos planos para una sola velocidad y si se
le saca de ese régimen se desbalancea nuevamente.
En máquinas como turbinas de vapor, que operan generalmente por encima de la 1ra
crítica, los balanceos en taller (a bajas rpm) no son suficientes (balanceo rotor rígido),
ya que cuando alcanza las rpm de régimen la máquina se desbalancea, entonces
habrá que corregir el balanceo para esta condición. Al lograrlo veremos que al pasar
por la velocidad crítica los valores aumentaran considerablemente ya que en estas
condiciones se ha desbalanceado nuevamente. Como primer medida se recomienda,
una vez con temperatura estabilizada en toda la máquina, aumentar rápidamente las
rpm hasta llegar a las de trabajo, utilizando el mismo criterio para la parada de la
máquina.
De todas formas existen dos métodos para proceder a la corrección que sea válida
para antes y después de las velocidades críticas, ellos son:
a) Método de más de dos planos de balanceo: Los rotores de turbogeneradores, se
fueron haciendo cada vez más largos, delgados y de mayores rpm de trabajo, con lo
que se concentra notablemente potencia. Estos operan entre sus segundas y terceras
velocidades críticas, siendo el balanceo en dos planos insuficiente para asegurar un
funcionamiento razonable en todo el rango de velocidades de funcionamiento.
Este método de balanceo consiste en elegir, según las flechas máximas que tomará el
rotor tantos planos adicionales como deformaciones máximas tenga el rotor.
De todas formas, si queremos disminuir los momentos internos del rotor y “suavizar” al
máximo las marchas a distintas rpm, en el balanceo se deberá elegir “m” planos,
obteniendo ecuaciones vectoriales que determinarán las correcciones necesarios en
cada uno de ellos.
b) Método de balanceo modal: Otra técnica de balanceo en estos casos consiste en
realizar una secuencia de operaciones de balanceo en la vecindad de cada velocidad
crítica (que estén por debajo de la velocidad de trabajo),
pero lo suficientemente alejado para que se mantenga estable la fase (variación de
180° al pasar por una velocidad crítica).
El procedimiento resulta satisfactorio cuando la velocidad de servicio es menor que el
50% de la próxima crítica. De estar más cercano a ella será necesario un balanceo en
la misma. En cada velocidad se introducen masas de corrección en planos
seleccionados de modo que la cantidad de balanceo introducida en un modo no
desbalancee a los anteriores.
Para corregir el primer modo se usa una masa de corrección M localizada en el centro
(fig.7-7) y dos masas M/2 a 180° de la 1ª y en posiciones adyacentes a los cojinetes a
fin de no afectar el balanceo en la condición de rotor rígido.
El valor de M queda determinado como aquel que produce una reducción a cero de los
momentos flectores de cada modo; es decir que logramos en cada plano deformación
cero.
Luego de logrado esto balanceamos el rotor a su velocidad de trabajo como si se
tratara de un rotor rígido balanceado en dos planos (ya descripto).
En la figura se muestra también la solución del segundo modo.
Fig. 7-7
Conclusiones:
1) Ambos métodos son eficaces para la corrección del balanceo según se deforme el
eje por efecto de pasar por velocidades críticas (ejes flexibles).
2) El método de más de dos planos tiene la ventaja operativa que se puede efectuar
en la balanceadora con adecuado acceso a todas las partes del rotor, ya que este esta
descubierto. En cambio en el método de balanceo modal también hay que llegar al
centro del rotor y esta operación con la máquina montada resulta ser imposible o
excesivamente dificultosa.
3) Se recomienda por lo tanto el método de balanceo en varios planos con una
corrección a régimen de funcionamiento.
Ésta será pequeña y no afectará significativamente al resto de las rpm de
funcionamiento de la máquina, si la cantidad y ubicación de los planos de balanceo
fueron correctamente seleccionados.
VIBRACIONES DEBIDO A DESALINEACION
El problema de desalineación es casi tan común como el de desbalanceo, y la razón
es simple. A pesar de los cojinetes “auto-alineantes” y acoplamientos flexibles, es
realmente difícil alinear dos ejes de modo que no existan fuerzas que originen
vibraciones. En la fig.7-8 se ilustran los tres posibles tipos de desalineación que se
presentan:
a) Desalineación Paralela; las líneas centrales de los ejes son paralelas.
b) Desalineación Angular; las líneas centrales de los ejes se encuentra formando
un ángulo.
c) Desalineación Paralela y Angular: Una combinación de las dos anteriores.
Un eje flexionado actúa de manera muy similar a una desalineación angular, de modo
que sus características de vibración se incluyen con la desalineación.
La desalineación, aún con acoplamientos flexibles, da lugar a componentes de fuerza
tanto en la dirección radial como axial dando origen a vibraciones en ambos sentidos.
Esto es también cierto aún cuando la desalineación se encuentre en los límites de
“flexibilidad” del acoplamiento.
La magnitud de las fuerzas y por tanto de la vibración crece con la desalineación. La
característica más significativa de una vibración por desalineación es que se presenta
tanto en la dirección radial como axial. Esta es la razón por la cual se toman lecturas
en la dirección axial.
La frecuencia suele ser 1 x rpm, y cuando la desalineación es severa suele
presentarse en 2, 3 y a veces 4 x rpm.
Fig. 7-8
Es posible que se den condiciones de desalineación aún cuando no existe
acoplamiento. La desalineación de un cojinete y su eje es un ejemplo. En el caso de
un cojinete de deslizamiento (fig.7-9a) la vibración solo aparece si existe desbalanceo
del eje. La misma se presenta en ambas direcciones como resultado de la acción del
cojinete desalineado a la fuerza de desbalanceo.
Dado que en este caso la causa real de las vibraciones es desbalanceo las lecturas
axiales y radiales desaparecen cuando el eje se balancea.
Cuando es un cojinete antifricción el que está desalineado con su eje, (fig.7-9b), la
vibración axial existe aún cuando el eje esté balanceado y en este caso se necesitará
un montaje adecuado del cojinete a fin de eliminar la vibración.
Fig. 7-9
Otra condición de desalineación que da lugar a vibraciones axiales severas es la
desalineación de los ejes de poleas conductoras y conducidas en típicas transmisiones
de correas en “V”. Esta desalineación corresponde a una del tipo C mencionada
anteriormente, (fig. 7-10)
Fig. 7-10
Las vibraciones axiales son el mejor indicador de desalineaciones o flexión de ejes. En
general, cuando la amplitud de una vibración axial es más grande que 1,5 veces la
amplitud de la mayor de las vibraciones radiales, es posible entonces sospechar de
desalineación o flexión de ejes. La fig.7-11 es un ejemplo típico de una de estas
condiciones.
Con la medición de fase y su comparación con dos lecturas a 90° del sensor en el
sentido de giro, si no mantiene esa diferencia la fase, podemos descartar que se trate
de balanceo.
Lectura dirección Axial
Lectura dirección Horizontal
Fig. 7-11
VIBRACIONES DEBIDO A EXCENTRICIDAD
Excentricidad es otra de las causas comunes de vibración en máquinas. En este caso
excentricidad se refiere a la no coincidencia del eje de rotación respecto del eje del
rotor. En la fig. 7-12 se observan ejemplos de esto.
Fig. 7-12
En realidad, la excentricidad es una causa común de desbalanceo, pues resulta con
un mayor peso de un lado de la línea central de rotación que del otro. Por ejemplo, el
agujero de la pista interior del cojinete a rodamientos de la fig. 7-12 no es concéntrico
con el eje geométrico del cojinete. El resultado es
un desbalanceo aparente en la parte del eje montado sobre el cojinete. Balanceando
el rotor se compensa las fuerzas que originen la vibración y ésta desaparece. Es por
esta razón que se recomienda balancear con los cojinetes instalados. A su vez hay
que tener cuidado de asegurar que la posición de la cara interna del cojinete sobre el
eje no cambie pues la excentricidad del primero fue compensada por balanceo.
Aunque la excentricidad es una fuente de desbalanceo, que puede corregirse por las
técnicas usuales de balanceo, puede dar lugar a veces a fuerzas de reacción que en
algunos casos no se puede corregir por simple balanceo. Por ejemplo, el engranaje
excéntrico de la fig. 7-12 produce fuerzas de reacción debido a la acción del eje contra
las superficies de contacto entre los dientes.
Las vibraciones más grandes ocurren en la dirección de una línea a través de los
centros de los engranajes, a una frecuencia de 1 x rpm del engranaje excéntrico. El
hecho aparece como un desbalanceo pero no lo es.
En el caso de la armadura de un motor eléctrico, aunque la misma pueda ser
balanceada en términos de distribución de pesos en el rotor, se genera una fuerza de
1 x rpm entre armadura y estator debido a la atracción magnética variable entre la
armadura excéntrica y los polos del motor.
Un modo de verificar esta condición es medir la vibración con el motor operando en
condiciones normales. Luego se corta el suministro eléctrico y se observa que pasa
con la vibración. Si la amplitud disminuye gradualmente el problema es casi seguro
desbalanceo, y si desaparece de inmediato es posiblemente debido a excentricidad de
la armadura.
VIBRACIONES EN COJINETES A DESLIZAMIENTO
Los problemas con cojinetes a deslizamiento dan lugar a niveles de vibración o ruidos
altos y en general son el resultado de un excesivo juego en el cojinete, por partes
flojas (del metal antifricción), o falta de lubricación.
Un cojinete de deslizamiento con juego excesivo puede permitir una cierta cantidad de
desbalanceo, desalineación o cualquier otra fuerza vibratoria que originen partes
mecánicas flojas. En estos casos el cojinete no es la causa real, simplemente permite
que ocurra más vibración que la que debiera ocurrir si no hubiese tanto juego. Un
cojinete con mucho juego puede a menudo detectarse comparando las amplitudes de
vibración horizontal y vertical.
Las máquinas que están montadas sobre estructuras o fundaciones muy rígidas
normalmente poseen una amplitud ligeramente superior en la dirección horizontal. En
muchos casos cuando la amplitud de la vibración en la dirección vertical aparece
inusualmente alta comparada con la horizontal, la causa es excesivo huelgo entre eje
y cojinete.
Otro problema asociado con los cojinetes a deslizamiento está referido al fenómeno
denominado “batido de aceite”. Este es un fenómeno hidrodinámico que ocurre solo en
máquinas equipadas con cojinetes lubricados a presión y que operan a una velocidad
relativamente alta, normalmente por encima de la
segunda velocidad crítica del eje. Es una vibración muy severa pero fácilmente
identificable pues su frecuencia es ligeramente menor (5 a 8%) que ½ x rpm. Si la
máquina rota a 8.600 rpm es posible esperar una frecuencia de batido de aceite de
4.000 cpm. Dado que la frecuencia es ligeramente menor que ½ rpm, un examen
estroboscópico mostrara al eje moviéndose lentamente.
Fig. 7-13
Este mecanismo de batido de aceite se puede explicar de la siguiente manera,
refiriéndonos al diagrama de la fig. 7-13.
En condiciones normales de operación, el eje de la máquina se elevará ligeramente
hacia un lado del cojinete tal como se muestra. Esta elevación depende de las rpm del
eje, del peso del rotor y la presión de aceite. El eje, trabajando excéntricamente
respecto del centro del cojinete arrastra aceite hacia una cuña produciendo una
película presurizada que se comporta como una carga. Si la excentricidad del eje
dentro del cojinete se incrementa momentáneamente respecto a su posición de
equilibrio, quizás debido a una sobre tensión violenta, carga rápida externa, golpe o
cualquier otra condición transitoria, inmediatamente se bombea una cantidad de aceite
adicional para llenar el espacio vacío que deja el eje, incrementando de esta manera la
presión de carga de la película de aceite.
Esta fuerza adicional desarrollada por la película de aceite puede conducir al eje a
realizar un movimiento de oscilación (whirl) alrededor del cojinete.
Si el amortiguamiento es suficiente el eje volverá a su posición normal en el cojinete,
de otro modo continuará con ese movimiento.
El problema de batido de aceite se atribuye normalmente a un diseño inapropiado del
cojinete, sin embargo a veces suele ocurrir debido a causas tales como incremento en
la presión de aceite o cambio en la viscosidad. Siempre que se encuentre este
fenómeno, una corrección temporaria se puede realizar cambiando la temperatura del
lubricante.
A fin de reducir aún más la posibilidad de este fenómeno suelen construirse
configuraciones especiales de cojinetes a deslizamiento como los mostrados en la fig.
7-14.
Fig. 7-14
El cojinete con ranuras axiales suele estar limitado en aplicaciones de poca carga tales
como los usados en turbinas ligeras de gas. El cojinete de tres lóbulos mejora la
estabilidad contra el batido, y las tres superficies lobuladas generan una presión que
actúa hacia el centro del eje. El cojinete de anillos inclinados suele ser una elección
común en máquinas industriales de alta velocidad. De manera similar a los lobulados,
cada segmento desarrolla una presión de aceite que tiende a centrar el eje con el
centro del cojinete.
En ocasiones, una máquina que trabaja de manera totalmente estable puede
presentar signos de vibración por batido de aceite. Esto puede ocurrir si una fuente
externa transmite vibración a la máquina a través de la fundación o por conductos de
fluido.
Si esta vibración de “fondo” ocurre a la frecuencia correspondiente a la del batido, éste
se producirá. Esta condición se conoce como “batido excitado externamente”.
Otro tipo de problemas que se encuentran en máquinas equipadas con cojinetes a
deslizamiento es denominado “batido resonante”. En muchos aspectos es similar al
batido de aceite excepto que ocurre en rotores que operan por encima de su primer
velocidad crítica, y la frecuencia de la vibración es siempre igual a la velocidad crítica
del rotor.
Por ejemplo, si un rotor opera a 3.600 rpm y posee una velocidad crítica en 2.200
rpm., este tipo de vibración aparece en 2.200 rpm. Esta vibración no tiene las
características de las producidas por batido de aceite. Sin embargo, para máquinas
que operan por encima o cerca de su segunda crítica la frecuencia de resonancia
puede coincidir con la de batido de aceite dando lugar a un problema complejo y
severo de vibración.
Cuando estamos ante una condición de resonancia, la solución usual es incrementar
el amortiguamiento en los cojinetes lo cual puede hacerse cambiando por un cojinete a
deslizamiento especial (por ejemplo del tipo de anillos).
El proceso normal de desgaste de un cojinete de deslizamiento, origina un aumento de
la 1ra armónica (RPM de giro), lo que induciría a pensar que se trata de un
desbalanceo.
Esta anormalidad se genera al disponer de un mayor espacio para la sujeción del eje,
éste no mantiene estable su eje principal de inercia, describiendo una pequeña
rotación que se manifiesta como un aumento de desbalanceo. Este fenómeno tiene la
característica de inestabilidad de la fase.
Cuando el desgaste es excesivo el eje comienza a golpear cíclicamente al cojinete,
produciendo armónicas (normalmente hasta la 5a ó 6a). Como el equipo rotativo no
esta diseñado para funcionar con golpes (esfuerzos puntuales elevados), cuando se
detecta esta condición hay que reparar en el menor tiempo posible,
independientemente de la posición en las normas de severidad.
VIBRACIONES DEBIDO A PARTES MECANICAS FLOJAS
Partes mecánicas flojas dan lugar a una vibración en 2 x rpm y órdenes superiores. El
análisis de los datos de la fig. 7-15 es típico de las características de vibración que
presentan partes mecánicas sueltas.
Fig. 7-15
Se nota en la figura que la amplitud más alta corresponde a 2 x rpm del compresor.
Esta vibración puede ser el resultado de que los bulones de montaje están flojos,
excesivo juego en los cojinetes o de una grieta en el soporte del cojinete.
La vibración característica de una parte mecánica suelta no ocurre a menos que haya
alguna fuerza de excitación tal como desbalanceo o desalineación. Aunque estas
vibraciones desaparecen si eliminamos la causa, debido a la magnitud relativamente
pequeña de, por ejemplo, desbalanceo que se necesita para producir esta vibración,
dicha solución requiere de procedimientos muy finos que no resultarán prácticos.
La naturaleza de la frecuencia en 2 x rpm se puede explicar con ayuda de la fig. 7-16.
Fig. 7-16
En la misma se ilustra un rotor desbalanceado montado con un cojinete cuyos bulones
de anclaje se encuentran flojos. En la fig. A el manchón pesado está en posición
equivalente a las 6:00 Hs. donde la fuerza de desbalanceo está hacia abajo.
Esto tiende a forzar al cojinete hacia abajo contra el pedestal. En la fig. B el manchón
ha rotado a las 12:00 Hs. y la fuerza de desbalanceo resultante está hacia arriba. Esta
fuerza tiende a “levantar” al cojinete de su pedestal. En la fig. C el manchón ha rotado
a la posición 3:00 Hs., y en la misma la fuerza hacia arriba es cero. Por lo tanto, el
cojinete simplemente cae hacia el pedestal.
Como vemos ésta acción se produce dos veces por revolución del eje, una por la
fuerza de desbalanceo y la otra por la acción de caída del cojinete al pedestal. Luego,
la frecuencia de vibración es 2 x rpm.
Naturalmente, dado que siempre es posible encontrar un juego inherente en toda
máquina es normal encontrar en un espectro la frecuencia de 2 x rpm cuando haya
desbalanceo o desalineación presentes. En general, partes flojas es un problema si la
severidad de la vibración en 2 x rpm es más que la mitad de la vibración a 1 x rpm.
VIBRACIONES DEBIDAS A CORREAS EN V
Las correas en V, son muy populares para transmisión de potencia dada la excelente
capacidad que poseen para absorber golpe y vibraciones, y en muchas aplicaciones
dan un movimiento relativamente estable respecto a los obtenidos con trenes de
engranajes o cadenas. Sin embargo las correas en V son una fuente de vibración,
especialmente en máquinas herramienta, donde se deben mantener bajos niveles de
vibraciones.
Los problemas de vibración asociados con ellas son:
1) Reacción de la correa a otra fuerza de perturbación en el equipo.
2) Vibración debido a problemas reales en la correa.
Dado que la vibración de las correas es más visible que la vibración de cualquier otra
parte de la máquina, y porque además es la parte más sencilla de cambiar, resulta a
menudo este uno de los primeros intentos a realizar para corregir un problema
vibratorio. Sin embargo es posible que la correa esté reaccionando a otra fuerza
perturbadora en la máquina. Por ejemplo, desbalanceo excesivo, poleas excéntricas,
desalineación o partes mecánicas flojas, pueden dar lugar a una vibración en la correa
muy visible. O sea, la correa puede ser un simple indicador de otra perturbación en el
equipo.
Por lo tanto, antes de reemplazarla se requiere un análisis previo para determinar la
naturaleza del problema.
La frecuencia en que se manifiesta es la llave para determinar la naturaleza de la
vibración en la correa. Si ésta está simplemente reaccionando a otra fuerza
perturbadora en la máquina, tal como desbalanceo, excentricidad de la polea, etc. la
frecuencia de la vibración de la correa es la correspondiente a estos casos. La correa
simplemente amplía dichas fuerzas. Si estamos ante un tren de correas conductoras
es importante que la tensión en todas ellas sean iguales, si una de ellas está floja se
puede originar vibraciones excesivas aún con fuerzas perturbadores pequeñas.
Esta condición causa el resbalamiento de la correa y acelera el desgaste de polea y
correa. Vibraciones que son defectos reales de la correa originan frecuencias que son
un múltiplo directo de las rpm de la misma. Las frecuencias que suelen encontrarse en
este caso son 1, 2, 3 y hasta 4 x rpm de la correa, dependiendo de la naturaleza del
problema y del número de poleas.
Las rpm de la correa se calcula por:
3,14 x diámetro polea x rpm polea/longitud de la correa
Independientemente de cual sea la causa que origina vibración de las correas, las
mismas se distinguen muy fácilmente respecto a vibraciones producidas por otras
fuerzas perturbadoras pequeñas. Esta aparecerá estacionaria si la iluminamos con
una luz estroboscópica.
Los defectos por correa dan lugar a vibraciones más amplias en la dirección paralela a
la tensión de la correa. En algunos casos la vibración por correa da lugar a la medición
de una amplitud no estacionaria, lo cual es particularmente cierto en transmisiones
múltiples en donde las correas pueden deslizarse varios grados de modo que las fallas
sobre las correas se sumaron en un momento y se restaron en otro. El resultado neto
es una amplitud creciente y decreciente en forma cíclica.
Tensión inapropiada de la correa, desalineación de la polea, correas no adecuadas o
cargas excesivas, causan deslizamiento de la correa lo que puede producir un ruido y
vibración en altas frecuencias debido a la fricción generada a medida que la correa
roza con la polea.
VIBRACIONES EN CAÑERIAS
Para efectuar un control de vibraciones sobre cañerías, se deben tomar lecturas en
tres direcciones: x, y, z.
De acuerdo a la excitación del fluido, será la solicitación del sistema. El caso más
desfavorable es en compresores alternativos, donde existe una elevada pulsación del
fluido, que normalmente son 3 o 4 componentes. Este se puede verificar instalando en
la cañería un medidor piezoeléctrico de presiones y efectuando un espectro.
Es muy común que en los distintos tramos de cañería, en alguna de las tres
direcciones, se produzca algún fenómeno de resonancia. En el caso de amplitudes
desproporcionadas en alguna dirección, existe alta probabilidad de que esto suceda.
La forma de verificarlo es el ensayo de excitación del tramo por un golpe, y efectuando
un análisis de la frecuencia natural, en caso de verificar la coincidencia con alguna de
las frecuencias de excitación se deberá proceder a la rigidización en la dirección
correspondiente.
Los valores admisibles para estas instalaciones se pueden ver en el capítulo 4.
VIBRACIONES EN MOTORES ELECTRICOS
Aunque los motores de inducción bipolares son muy utilizados en la industria, sus
características de vibración no son muy conocidas. Esto principalmente se debe a los
campos magnéticos rotantes dentro del motor, lo cual adiciona complejidad a un
problema de por si complejo. Sin embargo, el entendimiento de las fuentes de
vibración “magnéticas” en un motor, junto con simples chequeos, permiten el análisis y
la corrección de muchos problemas.
El diagnóstico está basado en dos principios:
1) El motor es una máquina rotante, sujeto a todos los problemas de las máquinas de
este tipo (desbalanceo, desalineación, fundación, rodamientos defectuosos, etc.).
2) El motor tiene campos magnéticos rotantes. Esto es como tener un “rotor fantasma”
en la máquina rotando a una velocidad diferente.
Los campos magnéticos en un rotor dan origen a fuerzas radiales así como también a
un par. Estas fuerzas radiales son proporcionales al cuadrado de la corriente (o a la
potencia transmitida), e inversamente proporcionales al entrehierro entre rotor y
estator. Luego, cualquier variación en la corriente o en el entrehierro producirá una
fuerza desbalanceada. Vueltas estatóricas en corto o barras rotóricas rotas, darán
origen a una corriente asimétrica, y una excentricidad en el rotor originará variaciones
en el entrehierro. (Fig. 7-17)
Fig. 7-17
Ensayos de diagnóstico: El primer objetivo del diagnóstico es clasificar la vibración
como “mecánica” o “magnética”. Son comunes estos tres test:
1) Chequeo de componentes coincidentes con f de línea; el primer paso para definir un
problema eléctrico, es detectar componentes de la frecuencia de línea o dos veces la
misma.
2) Chequeo sin alimentación; este test consiste en cortar la energía del motor mientras
está en carga (preferiblemente máxima). Inmediatamente después de cortada la
energía, la vibración remanente es “mecánica”. Si el ensayo se realiza con un
analizador de espectros se pueden diagnosticar problemas de desbalanceo y
resonancia.
3) Chequeo en vacío; un motor en vacío, provee alguna información útil, pero
generalmente, es mal interpretada. Mucha gente cree que si un motor en vacío esta
“o.k”, entonces el motor está “o.k”.
Esto no es necesariamente verdad, un motor con problemas magnéticos, puede estar
en vacío dentro de la tolerancia. Esto es debido a que las fuerzas magnéticas en un
motor, están relacionadas con el cuadrado de la corriente, la cual es una medida de la
carga. Solo un motor con problemas magnéticos muy severos se detectará en vacío.
Análisis avanzados:
1) Diagnóstico de vibración: Esta técnica que trataremos requiere de un analizador de
espectro del tipo FFT de 4000 líneas de resolución y con capacidad de “zoom”.
El analizador se usa para ver dos áreas del espectro con muy alta resolución. La
primer área esta alrededor de 1 x rpm. La segunda está alrededor de los 100 Hz.
El zoom debería ser suficiente para determinar las bandas laterales de la frecuencia
de deslizamiento (la cual se define como la diferencia entre la frecuencia sincrónica y
las rpm del rotor).
Este dato no solo permite la separación de los problemas mecánicos y magnéticos,
sino que también la separación de los dos tipos de problemas magnéticos más
comunes.
Una variación estacionaria del entrehierro, mostrará primeramente 100 Hz con -2 x
deslizamiento y 1 x rpm con algunos +- 2 x deslizamiento.
Una variación rotacional del entrehierro, mostrará 100 Hz y 1 x rpm con + 2 x
deslizamiento.
Cuando ambos problemas están presentes, se producen bandas laterales de
frecuencia de deslizamiento adicionales.
Estas vibraciones se sumarán a cualquier vibración mecánica inducida a 1 x rpm,
siendo por tanto los 100 Hz y las bandas laterales de 2 x deslizamiento, la llave del
análisis. (Fig. 7-18)
Fig. 7-18
2) Análisis de la corriente suministrada: Esta técnica que trataremos requiere de un
analizador de espectro de 4000 líneas de resolución, con capacidad de zoom y
entrada de tensión.
El método consiste en efectuar un análisis de espectro de la corriente suministrada al
motor, medida a través de un transformador de corriente que se conecta al analizador.
Las señales eléctricas asociadas a fallas en barras rotóricas inducen corrientes a los
devanados del estator.
Dichas corrientes se presentan como bandas laterales en derredor de la frecuencia de
línea y son función del número de polos y del deslizamiento.
DIAGNOSTICO DE VIBRACIONES EN
ALTAS FRECUENCIAS
IMPORTANCIA DE LA LUBRICACION
En varias oportunidades hemos mencionado la importancia de mantener en buenas
condiciones la lubricación, no obstante insistiremos con este tema, ya que es muy
común no dedicarle el tiempo que merece, por lo siguientes factores:
1) La tarea de reposición y/o cambio es totalmente rutinaria y de bajo nivel operativo.
2) Normalmente no es lo suficientemente valorizada.
3) Es necesario un seguimiento estricto de los controles y operaciones programadas.
Como toda actividad, requiere de una permanente superación, sobre la base de un
programa de inspecciones y cambios programados, gerenciados por un sistema ágil
que permita realimentaciones de las tareas realizadas para su mejoramiento
permanente.
Si tenemos que darle un “grado” de importancia a la tarea de lubricación, digamos que
es mayor al de control de vibraciones, pues mientras un equipo puede mantener su
marcha vibrando, no sucede lo mismo sin lubricante.
Conclusión:
Toda implementación de Mantenimiento Predictivo, tiene que ir acompañada de un
adecuado programa de lubricación, el cual será realimentado también por el control de
vibraciones. Pero es indudable que no se podrán mostrar grandes resultados de la
gestión si no se tiene bajo control algo tan importante como lo es la lubricación.
LUBRICACION DE RODAMIENTOS
Para lubricar los rodamientos es muy cómodo hacerlo con grasa, ya que no requiere
mantener el nivel de un depósito, y siendo los aspectos constructivos del mecanismo
(que contiene tanto al rodamiento como al lubricante), mucho más económicos.
De todas formas, con la tendencia a aumentar la velocidad de las máquinas, la
lubricación con aceite se hace cada vez más importante.
Lubricación por aceite: Esta es la mejor forma de lubricar un rodamiento, desde el
punto de vista de su duración.
El problema económico decide para los equipos de bajo peso del rotor y bajas rpm.
En cuanto a los lubricantes en sí, es preciso escoger un aceite mineral de muy buena
calidad y de una viscosidad adecuada.
La tabla siguiente indica, en grados Engler a 50ºC, las viscosidades correspondientes
a los diferentes regímenes de funcionamiento.
Velocidad de rotación
de 0 a 300 rpm
de 301 a 3000 rpm
más de 3000 rpm
Temperatura en Gr.C.
0º a 50º
50º a 60º
0º a 50º
50º a 80º
0º a 50º
50º a 80º
Viscosidad Engler a 50ºC
5,8
8,5
2,5
6,4
1,6
5,1
Desde el punto de vista de Mantenimiento, es necesario además de la verificación de
niveles y consumos, drenajes periódicos programados, para controlar la contaminación
del lubricante mediante análisis.
Cuando el volumen necesario para lubricar es de poca cantidad (ej. bombas
centrífugas) es económico programar el cambio de acuerdo con el grado de
solicitación (para condiciones normales de funcionamiento se puede tomar una
frecuencia anual).
Si los volúmenes son importantes, es necesario realizar un seguimiento del lubricante
mediante análisis periódicos.
LUBRICACION POR GRASA
Cuando procedemos a relubricar un rodamiento, se producen internamente las
siguientes etapas:
1) El exceso de grasa produce un aumento de la temperatura.
2) Finalmente queda una delgada película sobre las pistas.
3) Cuando esa pequeña porción de lubricante, pierda su eficacia (fin de vida útil),
comienza a aumentar la temperatura, hasta que fluye la grasa que se encuentra en la
cavidad de la caja, quedando normalizada la lubricación.
Como vemos, habrá sistemáticamente períodos donde la película lubricante no sea
totalmente efectiva y éstos dependerán de la facilidad de fluencia.
El proceso descripto es bastante crítico en rodamientos a rodillo, sobre todo si la grasa
tiene un drenaje libre.
De todas formas, a través de la medición de vibraciones es posible detectar las fallas
de película lubricante, y de esta forma se procede a mejorar el diseño de las cajas o
encontrar un lubricante de adecuado punto de fluencia.
En función de los resultados obtenidos se realimentan los programas de engrase
variando la frecuencia y cantidad de grasa inyectada.
DIAGNOSTICO DE FALLAS DE LUBRICACION EN RODAMIENTOS
Estas fallas generan una gran cantidad de componentes que se ubican en el espectro
entre los 5 y 10 Khz.
En la hoja 4 se presenta cómo aparece este fenómeno en rodamientos lubricados por
aceite y en la hoja 5 con grasa. En la parte superior de estas hojas se muestra el
espectro con la fallas de película lubricante y en la inferior luego del cambio.
Estas componentes van a ser siempre inferiores en lubricación con aceite, donde
tienen que estar por debajo de 0,05 g.
En cambio en el caso de la lubricación con grasa, pueden llegar a ser valores
admisibles los de 0,1 y 0,2 g, aunque se deben hacer todos los esfuerzos para
mantenerlas en el mínimo valor, ya que redundará en el aumento de la vida útil.
AUMENTO DE LA VIDA UTIL DE LOS RODAMIENTOS
El seguimiento y mejoramiento permanente de la lubricación da resultados
asombrosos en cuanto al aumento de la vida útil de los rodamientos, aplicando las
técnicas descriptas.
A modo de ejemplo, tomaremos el caso de una Refinería de Petróleo, donde se vienen
aplicando técnicas de Mantenimiento Predictivo durante 14 años.
A partir del año 1990, se dispuso de la información necesaria para evaluar la película
lubricante actuante en cada uno de los puntos medidos. Con el mejoramiento de las
condiciones reales de lubricación se logró un aumento al doble de la vida útil de los
rodamientos.
En el gráfico de la fig. 9-1, se muestran la cantidad de equipos reparados, pedidos por
Predictivo y sin emergencias, sobre un total de 600 equipos controlados.
Esto implica que la duración promedio supera los 10 años.
Fig. 9-1
RELACION ENTRE LAS VIBRACIONES Y LOS ESFUERZOS
INTERNOS
Nos interesa mantener las vibraciones en un mínimo nivel debido a que
será la condición de menor esfuerzo para los apoyos.
Este concepto va ligado a una menor carga de Mantenimiento sobre los
equipos rotativos, ya que sus rodamientos o cojinetes tendrán una mayor
duración.
También una excesiva disminución del nivel vibratorio (siempre posible) puede
tener un resultado antieconómico, ya que el tiempo de parada del equipo y las
horas hombre que insumen los trabajos para “bajar” el nivel vibratorio, no
resulta conveniente ante una insignificante disminución de los esfuerzos.
Con lo cual podemos apreciar que al Mantenimiento Predictivo hay que
aplicarlo en su justa medida, y no descuidar lo que realmente interesa que son
dos aspectos:
1) Aumentar la confiabilidad de servicio.
2) Bajar los costos de Mantenimiento.
Para ilustrar lo mencionado, citemos un ejemplo:
Supongamos que el rotor de la fig. 4-1, se encuentra desbalanceado, por la
masa m.
Fig. 4-1
Efectuando una medición sobre los diez puntos indicados, tenemos la siguiente
tabla de valores, expresados en mm/s RMS. Con éstos construimos el perfil de
vibraciones, de la fig. 4-2, que nos permitirá evaluar cualitativamente el grado
de solicitación que realmente tiene el rodamiento.
PUNTO
mm/seg.
1
20
2
18
3
17
4
13
5
9
6
5
7
2
8
1,5
9
1
10
0,5
Fig. 4-2
Supongamos que se considere que el nivel vibratorio del soporte de rodamiento
es excesivo.
Alguien podría decir con acierto, que el sistema (pedestal) tiene baja rigidez,
entonces se procede a reforzar el pedestal. Esto traerá como consecuencia la
disminución de las vibraciones (fig. 4-3), pasando de valores fuera de rango a
niveles ideales, es más, esto puede llegar a ser el motivo de un “brillante”
informe técnico.
Sin embargo la solución encarada ha sido errónea y la disminución del nivel de
vibraciones no significa una disminución de esfuerzos, por el contrario han
aumentado.
30
PRECAUCI O N
20
20
REGULAR
BUENO
AUMENTO DE RIGIDEZ DEL SISTEMA
Fig. 4-3
Analicemos qué es lo que sucedió dentro del rodamiento:
Se rigidizó la pista externa, con lo que aumentaron los esfuerzos.
El sistema tiene ahora menor posibilidad de movimiento, con lo que el esfuerzo
entre elementos rotantes aumenta, por haberse restringido la posibilidad de
que disipe energía de movimiento.
En este caso lo correcto hubiera sido plantearse, independientemente de lo
indicado por la norma, si la magnitud del esfuerzo era tal que necesariamente
hubiera que bajarlo (por ej. balanceando.)
Desde el punto de vista mecánico, solo es razonable aumentar la rigidez,
cuando el sistema esta en resonancia.
Rigidez: Como pudimos ver, las vibraciones con que finalmente el sistema
vibrará, dependerá de la excitación interna y la rigidez. En la medida que ésta
sea menor, deberemos afectar por un coeficiente la medición, para comparar el
valor de norma. Así tenemos:
Vc (Vibración corregida)=Vrms (Velocidad RMS) . Rz (Coeficiente de Rigidez)
Para el coeficiente de rigidez, se presentan los siguientes casos externos:
Caso 1
Rigidez → 0 y masa del rotor → 0 ⇒ Rz max
Caso 2
Rigidez elevada ⇒ Rz = 1
En términos prácticos podemos decir que Rz estará encuadrado según el caso:
3 > Rz ≥ 1
La rigidez se evalúa con la medición del perfil de vibraciones indicado en la fig.
4-2.
De esta forma si las vibraciones tomadas en los puntos 1 y 2 tienden a ser
iguales podemos asegurar que la rigidez del sistema es mínima.
Además, este tipo de mediciones, permiten evaluar cómo se transmiten las
vibraciones a la fundación, determinando en muchas casos discontinuidades
por defecto de ajuste en las distintas uniones, e incluso fisuras. Es frecuente
encontrar estos problemas en base de motores eléctricos.
Normas de Severidad: VDI 2056: Como vimos en los puntos anteriores, es
importante tener un conocimiento y criterio formado sobre el caso de que se
trate en cuanto a esfuerzos internos para acceder a una norma de severidad.
Lo más reconocido que existe en el mundo, es la Norma VDI 2056, a partir de
la cual otras normas han tomado los mismos criterios.
Fig. 4-4
La norma mencionada da valores para 4 grupos de máquinas. En la fig. 4-4,
podemos apreciar una de estas tablas de severidad (para Grupo K). En
abscisas tenemos desplazamiento y en ordenadas frecuencia.
Grupo K: Máquinas pequeñas hasta 15 kw.
Grupo N: Máquinas medianas de 15 a 75 kw ó hasta 300 kw. con cimentación
especial.
Grupo G: Máquinas grandes con cimentaciones rígidas y pesadas. (Frecuencia
natural del sistema sobre RPM de la máquina)
Grupo T: Máquinas grandes con fundaciones siguiendo las reglas de
construcción de baja rigidez (turbomáquinas). (Frecuencia natural del sistema
por debajo RPM de la máquina)
Modo de utilización: Si tenemos una sola componente, podemos utilizar la
medición de desplazamiento, interceptando con el valor de frecuencia queda
determinado el punto de funcionamiento. En el caso de ser más de una
componente (condición real), resulta imposible la utilización de este parámetro.
Aquí vemos lo explicado anteriormente sobre las limitaciones del parámetro
desplazamiento en cuanto a que el valor en sí no es representativo del
esfuerzo, si no lo referimos a la frecuencia de la vibración.
Cada línea oblicua de la fig. 4-4, representa el límite entre los distintos grados
de severidad y es justamente un valor de velocidad, por lo que se concluye que
es el parámetro más representativo.
Valores límites de aceleración: Para este parámetro, es muy difícil encontrar
una norma que defina los límites de funcionamiento, por la diferencia de
respuesta en frecuencia de los acelerómetros, y las formas de acoplarlo a la
caja, como veremos más adelante cuando analicemos los distintos tipos de
sensores y los cuidados necesarios para instalar los acelerómetros.
También hay una gran influencia de lo alejado que estemos a la fuente de la
vibración, aunque el medio de transmisión sea continuo.
A modo de orientación cada fabricante proporciona tablas de severidad,
teniendo en cuenta las RPM de la máquina. En la fig. 4-5 tenemos una
especificación para sensores S-20/S-30 marca SEMAPI, partiendo de la base
que la unión es realizada con un imán (accesorio ISO) y se encuentra a no más
de 30 mm de la fuente, en medio metálico continuo.
Fig. 4-5
Normas de tolerancia de desequilibrio (ISO 1940): Idealmente, un rotor
completamente balanceado no debe mostrar ninguna forma de desbalanceo
residual o, dicho en otros términos, su distribución de masas debe ser tal que la
suma de todas las fuerzas centrífugas sea nula y la suma de los momentos
respecto a cualquier punto del eje de inercia de cero.
En la práctica, debido ya sea a tolerancias en el maquinado de las piezas, a
juego mecánico, desgaste, desalineación, etc., dichas condiciones no son
alcanzables por lo que un desequilibrio residual se encuentra siempre presente
en la pieza. De la misma forma que existe una “tolerancia” en cualquier
operación de maquinado es posible establecer una “tolerancia” en las
operaciones de balanceado que dependerán de la performance requerida por
la máquina y la economía en el proceso de balanceo.
La “International Organization for Standardization” ha establecido las
recomendaciones ISO Standard 1940, “Balance Quality of Rotating Rigid
Bodies” que han sido incorporadas en las normas de diversos países.
Estas recomendaciones relacionan un desbalanceo residual aceptable respecto
de la máxima velocidad en servicio del rotor y agrupa diferentes tipos de
rotores representativos en rangos de grado de calidad de balanceo. Estas
normas introducen un factor G denominado “grado de calidad” (equivalente al
producto e x ω de un rotor no vinculado) y que permite la ínter comparación del
comportamiento de máquinas que trabajan a diferentes r.p.m. Los valores de G
en las normas son numéricamente equivalentes a la excentricidad e [µ m] para
un rotor que gira a 9500 r.p.m. Su valor se obtiene para un determinado rotor
usando una máquina de balanceo calibrada.
NOTAS:
1) ω = 2π N/60
2) En general, para rotores rígidos con dos planos de corrección, se
recomienda tomar la mitad del desbalanceo residual para cada plano.
3) En motores completos el rotor comprende la suma de las masas
pertenecientes al cigüeñal (ver lo descripto en 4).
4) El cigüeñal comprende para estos propósitos al cigüeñal propiamente dicho,
volantes, embragues, polea, amortiguador de vibraciones, porciones rotantes
de la barra de conexión, etc.
Para máquinas en servicio, las vibraciones por desbalanceo están
considerablemente influenciadas por las características físicas del cojinete y
base; esto es, las amplitudes de las vibraciones generadas dependen de la
masa de la fundación y carcasa del rotor, y de la cercanía o no con valores de
rotación respecto a la frecuencia propia del sistema.
Grado de calidad [mm/seg.] Tipos de rotor - Ejemplos generales
G 4000
4000
Cigüeñales (4) de motores diesel marinos
rígidamente montados con un nro impar de
cilindros. (veloc. del pistón ≤ 9 mm/s)
G 1600
1600
Cigüeñales de motores grandes de 2 ciclos
rígidamente montados.
G 630
630
Cigüeñales de motores de 4 ciclos rígidamente
montados. Cigüeñales de máquinas diesel
marinas elásticamente montados.
G 250
250
Cigüeñales de motores diesel de 4 cilindros
rápidos (veloc. del pistón 9 mm/s) rígidamente
montados.
G 100
100
Cigüeñales de motores diesel de 4 ciclos
rápidos con 6 o más cilindros. Motores
completos de automóviles y locomotoras.
G 40
40
Ruedas de automóviles, poleas, volantes, ejes
conductores. Cigüeñales de motores rápidos de
4 ciclos elásticamente montados con 6 o más
cilindros.
G 16
16
Ejes cardánicos o de propulsión. Partes de
máquinas agrícola. Componentes individuales
de motores de automóviles y locomotoras.
G 6,3
6,3
Partes de máquinas de procesamiento en
plantas. Engranajes principales de turbinas
marinas (marina mercante). Tambores de
centrífugas. Ventiladores industriales. Rotores
G 2,5
2,5
G1
1
G 0,4
0,4
de turbina de gas. Paletas de bombas.
Armaduras eléctricas normales. Partes de
máquinas herramientas
Turbinas de gas y vapor. Rotores (rígidos) de
turboalternadores. Rotores. Turbocompresores.
Armaduras eléctricas pequeñas.
Movimiento en grabadores y fonógrafos.
Máquinas de amolar. Pequeñas armaduras
eléctricas con requerimientos especiales.
Giróscopos. Ejes, discos y armaduras de
precisión en rectificadoras.
Fig. 4-6
Puntos de control: Los puntos donde se apoyarán los sensores, serán los
apoyos de los ejes (rodamientos o cojinetes). Las consideraciones para
velocidad o aceleración son diferentes.
Velocidad: Es necesario el control en dirección radial (horizontal y vertical), y
en ambos apoyos del eje para, de esa forma, definir en que sentido se está
moviendo en el plano.
En la dirección axial, la lectura, es suficiente realizarla en un solo apoyo, el que
soporta el empuje en esta dirección.
Se deberá tener el cuidado necesario, para respetar las posiciones indicadas.
Aceleración: La elección del elemento transductor de la señal mecánica en
eléctrica, es de vital importancia. De nada vale el procesamiento sofisticado de
una señal que no represente el real movimiento de la máquina ya sea por la
visualización parcial del sensor (bobina móvil), deficiente respuesta en
frecuencia del acelerómetro o inadecuada interfase acelerómetro - máquina.
Para una mejor ilustración de este tema desarrollaremos varias
consideraciones sobre acelerómetros, que hoy en día son los transductores
normalmente utilizados:
a) Características: La sensibilidad es la característica que suele considerarse
en primer lugar. En principio, convendría un elevado nivel de salida, pero hay
que llegar a una solución de compromiso porque las altas sensibilidades
implican elementos activos grandes y así conjuntos grandes y pesados.
En los casos normales, la sensibilidad no es un problema grave, porque los
modernos amplificadores se diseñan para señales de bajo nivel.
En realidad vamos a ver que tenemos que lograr el menor peso posible del
acelerómetro para permitir el uso de imanes para la toma de vibraciones. Estos
acelerómetros trabajan con señales de muy baja carga de salida:
aproximadamente 1 pc/volt.
b) Consideraciones sobre la respuesta en frecuencia: Los sistemas mecánicos
tienden a tener mucha de su energía de vibración en la gama relativamente
estrecha de 10 a 1000 Hz. En este rango vamos a evaluar defectos de montaje
(baja frecuencia) y cuando los rodamientos se encuentren seriamente dañados.
Hay otros fenómenos muy interesantes de frecuencias entre 1 y 10 Khz, que
representan fallas en la película lubricante, desgaste prematuro de rodamiento
y engranajes (2das y 3ras armónicas de estos últimos).
El límite superior para un acelerómetro atornillado a la fuente de vibraciones la
fija la frecuencia de resonancia del sistema elástico del propio acelerómetro.
Normalmente estos trabajan hasta 1/3 de la resonancia. Para estos casos las
componentes de vibración medidas en el límite superior presentarán un error
no superior al 10% fig. 4-7
Fig. 4-7
Fig. 4-8
c) Errores en la medición con acelerómetros: Como los acelerómetros
presentan, por su resonancia, un aumento de su sensibilidad en el extremo de
altas frecuencias, su salida, a dicha frecuencia, no da una indicación fiel de las
vibraciones en el punto de medida.
El problema se subsana eligiendo un filtro pasa bajo, que normalmente se
incluye en los vibrómetros y preamplificadores para eliminar la señal indeseada
producida por la resonancia del acelerómetro. fig. 4-8.
De aquí la importancia a la hora de utilizar un acelerómetro para otro equipo del
que originalmente fue destinado. En estos casos hay que conocer:
1) Respuesta en frecuencia del acelerómetro.
2) Frecuencia de corte del filtro pasa bajo del equipo medidor.
d) Elección del punto de instalación: El acelerómetro se debe colocar de tal
forma que la dirección de la medición deseada coincida con la de su máxima
sensibilidad. Los acelerómetros son también sensibles a las vibraciones en
sentido transversal, pero se suele poder ignorar esta influencia porque la
sensibilidad transversal típica es inferior al 1% de la principal.
La razón de realizar la medida sugerirá, de ordinario, el punto de medida. Sea,
por ej., el caso del alojamiento de cojinete de la fig. 4-9. Las medidas buscan
monitorear el estado del eje y del cojinete. El captador se debe colocar de
forma que las vibraciones del cojinete le lleguen por un camino directo.
Fig. 4-9
El acelerómetro “A”, así, detectará las vibraciones provenientes del cojinete con
preferencia a las de otras partes de la máquina, y el “B” las captará modificadas
por la transmisión a través de la junta y mezcladas con señales de otras partes
de la máquina. Análogamente, el “C” estará colocado en el camino más directo
que el “D”.
También se suscita el tema de la dirección en que se debe medir en el
elemento en cuestión. Es imposible fijar una regla general, pero, por ej., en el
caso de la figura 4-9 se puede obtener información interesante para el
monitoreado midiendo en la dirección axial en cada uno de los cojinetes que
absorben esfuerzos axiales, y ambas direcciones radiales.
La respuesta de los objetos mecánicos a las vibraciones forzadas es un
fenómeno complejo, y por ello pueden esperarse niveles y espectros de
frecuencia muy distintos incluso en puntos adyacentes del mismo elemento de
una máquina.
Por lo tanto se deben marcar claramente los puntos de control.
e) Instalación: La forma de colocar el acelerómetro en el punto de medida es
una factor crítico para obtener en la práctica datos precisos. Los montajes
sueltos dan lugar a una reducción de la frecuencia de resonancia del
acoplamiento y, por tanto, de la gama de frecuencia útil del captador. El
montaje ideal es mediante un vástago roscado que se embute en el punto de
medida, como se indica en la fig. 4-10. La colocación de una capa delgada de
grasa en la superficie de montaje, antes de apretar el acelerómetro, mejorará la
rigidez del conjunto. La profundidad del orificio taladrado debe ser suficiente
para que el tornillo no apoye contra la base del acelerómetro (fondo del agujero
en éste). La fig. 4-10 superior representa una curva de respuesta típica de un
acelerómetro de aplicación general colocado mediante vástago de fijación
sobre un superficie plana. La frecuencia de resonancia alcanzada se aproxima
a los 32 Khz de la correspondiente a calibración en fábrica, en la cual la
superficie de montaje es muy plana y poco rugosa.
Cuando hay que establecer en una máquina puntos permanentes de medida y
no se desea taladrar orificios de fijación, se pueden usar soportes cementables,
que se fijan al punto de medida con un adhesivo enérgico. Se recomiendan las
resinas epoxy y los cianocrilatos porque los adhesivos blandos pueden reducir
considerablemente la gama útil del acelerómetro.
Cuando hay que aislar eléctricamente el cuerpo del acelerómetro del punto de
medida se usan una arandela de mica y una vástago aislado. Esto suele buscar
eliminar los bucles de masa. Este método de fijación también da buenos
resultados y la frecuencia de resonancia sólo se reduce a unos 28 Khz.
Fig. 4-10
Un imán permanente puede ser otro sencillo método de fijación cuando el
punto de medida está sobre superficie magnética plana. Este método reduce la
frecuencia de trabajo del acelerómetro a unos 7-9 Khz. La fuerza de sujeción
del imán es suficiente para niveles de hasta 100 a 200 g, según el tamaño del
acelerómetro.
Finalmente, para exploraciones rápidas es muy conveniente una sonda manual
con el acelerómetro montado en su extremo, pero puede producir
considerables errores por su baja rigidez global. Con ella no se pueden esperar
resultados repetibles. Se debe usar un filtro pasa bajo para lograr el corte de la
medición a 1000 Hz.
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FALLAS DE RODAMIENTOS
Introducción
Uno de los problemas que se presentan con mayor frecuencia en una fábrica es el
de las fallas en los rodamientos.
Por esta razón, para poder llevar a cabo un buen programa de mantenimiento
predictivo, es necesario contar con técnicas de monitoreo del estado de
funcionamiento lo suficientemente precisas para poder evaluar:
1. Los cambios en el estado de funcionamiento de un rodamiento desde la primer
etapa de desarrollo de una falla.
2.
La naturaleza de la falla.
A partir de esta información, el personal de mantenimiento dispondrá de la mayor
cantidad de tiempo posible para programar la reparación.
El objetivo de este trabajo es:
•
Presentar un panorama general con las diferentes técnicas que permiten
detectar fallas en rodamientos.
•
Presentar un modelo simplificado para facilitar la comprensión de como se
manifiesta una falla de rodamiento en su primer etapa y en estado avanzado.
Presentar la técnica de análisis de envolvente para la determinación de fallas
•
incipientes en rodamientos.
Técnicas utilizadas para la determinación de fallas en
rodamientos
Factor de cresta
Es una técnica que puede aplicarse cuando solamente se dispone de un instrumento
de medición de valores RMS o pico de vibraciones mecánicas.
Con estas dos mediciones se puede calcular el factor de cresta , definido como:
Valor Pico
Valor RMS
Crece con respecto al
Se mantiene respecto
valor histórico debido a del valor histórico ya
la presencia de los
que al comienzo la
primeros
impulsos
energía de los impulsos
Incipiente
es baja
Se mantiene ya que
Aumenta, debido a que
aparece mayor cantidad al haber mayor
de impulsos pero de la cantidad de impulsos la
misma amplitud
energía crece
Medio
Se mantiene
Avanzado
Ventajas
•
Método rápido
•
Factor de cresta
Crece con respecto al
valor histórico
Disminuye en relación
con el estado de la falla
incipiente.
Crece hasta alcanzar al Disminuye hasta
valor pico
valores cercanos a 1
Desventajas
•
Sensible a interferencias generadas por
otras fuentes de vibraciones
Simple
•
No provee información para la
determinación
de la falla.
•
Se efectúa con un instrumento de
bajo costo
Impulsos de choque
Éste método, comúnmente conocido como SPM (Shock Pulse Method), fue
desarrollado en Suecia por la firma SPM Instrument.
Se apoya en el hecho de que en el instante de colisión entre dos cuerpos, se
produce una aceleración molecular cuya magnitud al comienzo del choque
solamente depende de la velocidad del impacto y en que ni la masa ni la
configuración de los cuerpos que colisionan influyen en este proceso.
La aceleración molecular, causa una onda de compresión que se propaga a la
velocidad del sonido y que es captada por un trasductor de impulsos de choque que
permite realizar una medición indirecta de la velocidad del impacto.
Este trasductor es un acelerómetro piezoeléctrico que está adaptado mecánica y
eléctricamente a una frecuencia de resonancia de 32 Khz.
El procedimiento para la medición es:
1. Obtener el valor inicial de medición dBi a partir de las RPM y diámetro del eje,
utilizando las tablas correspondientes.
2.
Medir el valor dBSV .
3.
Obtener el valor dBN= dBSV -dBi .
4.
Aplicar la siguiente regla:
ZONA
VERDE
AMARILLA
ROJA
Rango de Significado
dBN
menor que Buen funcionamiento
20
20-35
Funcionamiento
deficiente
mayor que Mal funcionamiento
35
El valor dBi representa al valor que debe tener un rodamiento nuevo, bien
montado y correctamente lubricado.
Emisión acústica
Se denomina emisión acústica a la liberación de energía almacenada en una
estructura en forma de sonido u ondas elásticas.
Esta liberación de energía es irreversible y se presenta como emisión continua
similar al ruido blanco, o como emisiones de pulsos que al excitar a las frecuencias
naturales de la estructura, se manifiestan como senoides amortiguadas.
La formación de fallas en un punto del material ocurre cuando las tensiones locales
exceden a las tensiones de fractura, dando lugar a la formación de nuevas
superficies con la correspondiente liberación de energía.
En los rodamientos se suelen dar dos tipos de emisiones:
1.
Emisión por pulsos debida a defectos en las pistas o rodillos.
2.
Emisión continua en caso de que la lubricación sea deficiente.
Spike Energy
Este método consiste en cuantificar la energía de los impulsos que puedan
generarse en presencia de fallas.
Estos impulsos se pueden generar por dos causas:
1. Emisión aleatoria de la energía almacenada en la estructura liberada en la
formación de fallas.
2.
Impulsos periódicos de choque entre los rodillos con las pistas del rodamiento.
Estos impulsos excitan a las frecuencias naturales de la estructura y del sensor que
están por encima de los 2khz.
El spike energy es una medición de aceleración pico a pico de la señal en alta
frecuencia.
Los niveles de gSE medidos dependen de varios factores:
1. Rango de frecuencias de medición. Normalmente, cuanto mas amplio sea el
rango de frecuencias, mayor será el valor medido.
2. Frecuencia de resonancia propia del sensor. Es recomendable trabajar con
sensores que tengan frecuencias de resonancia del orden de los 40 Khz.
3. Frecuencia de resonancia del acoplamiento sensor-máquina. El acoplamiento
debe ser lo mas rígido posible para que las vibraciones de alta frecuencia se
transmitan a través del mismo.
4. Ubicación del punto de medición. Para mantener la repetitividad de las
mediciones es necesario medir siempre en el mismo punto. Este punto debe estar
en el lugar mas próximo al rodamiento y debe existir un camino de alta rigidez. Se
debe medir sobre el soporte, y no se debe medir sobre la carcaza de la máquina.
A modo de ejemplo, se presenta un cuadro de valores medidos en el proceso de
desgaste de un conjunto de rodamientos de rodillos secadores de máquinas de
papel:
Estado
Erosionado leve
Micro pitting
Erosionado
severo
Marcas severas
gSE
0,3-0,5
0,5-0,8
0,8-1.2
1,2-2,0
Análisis de envolvente
El análisis de envolvente tiene la particularidad de detectar la presencia de
impactos periódicos tales como los que se producen en los elementos rotantes de
un rodamiento pudiendo discriminarlos de otras fuentes de golpes aleatorios como
los que se producen durante la cavitación.
CONCEPTOS BÁSICOS PARA LA
INTERPRETACIÓN DEL ANÁLISIS
DE ENVOLVENTE
Impulsos periódicos ideales de ancho 0
Un tren de impulsos muy angostos de período T0 tiene un espectro periódico de
período con componentes separadas en:
Aquí se observa que el espectro de un tren de impulsos muy angostos periódico
tiene componentes de frecuencia muy elevadas.
Impulsos periódios de ancho τ
Un tren de impulsos de ancho τ y período T0 tiene un espectro con componentes
armónicas separadas en:
pero a diferencia del caso anterior, las componentes espectrales mas significativas
se extienden hasta la frecuencia de corte:
Tren de pulsos periódicos
Aquí se observa que cuanto mayor sea el ancho del pulso τ, tanto menor será la
frecuencia de corte fτ. y que en el caso en que τ tienda a cero el espectro se
ensancha tendiendo al caso del tren de impulsos ideales.
Transferencia mecánica
La transferencia mecánica de una estructura es la relación que existe entre un
esfuerzo aplicado y el movimiento vibratorio consecuente.
Si f(t) es la fuerza variable en el tiempo aplicada a una estructura y a(t) es la
aceleración del movimiento ocacionado, se define a la transferencia mecánica
como:
donde:
A(s): transformada de Laplace de a(t).
F(s): transformada de Laplace de f(t).
qk: ceros de H(s).
pk=σk + jωk: polos de H(s) y las ωk representan a las frecuencias naturales de la
estructura.
La transferencia mecánica está vinculada con la impedancia mecánica a través de la
relación:
Para el caso en que la estructura sea un cuerpo rígido de masa puntual M, la
transferencia mecánica se reduce a una constante:
Si a la expresión general se la evalúa en s=jω se obtiene la respuesta en frecuencia
de la estructura donde se pueden observar las frecuencias naturales.
En esta figura se observa que la estructura tiene una frecuencia natural en ωn=6
Khz que depende de la masa del sistema y de la rigidez según la ecuación:
Donde: K y M representan a la rigidez y a la masa del sistema.
Para el caso en que se efectúe una medición sobre el soporte del rodamiento,
debido a la gran rigidez de la estructura la frecuencia natural resultará elevada.
Normalmente se encuentra por encima de los 2 Khz.
Si la fuerza que excita a la estructura es senoidal pura con frecuencia mucho menor
que la de natural, se dice que el movimiento resultante es un movimiento forzado o
que hay excitación forzada en virtud de que el movimiento es impuesto por la
fuente de excitación.
Si en cambio, la frecuencia coincide con la frecuencia natural de la estructura, se
dice que hay resonancia y en consecuencia el movimiento se ve amplificado.
Aquí se observa que la estructura se comporta como un filtro pasabandas en el que
se amplifican todas las respuestas a las componentes de frecuencia que estén cerca
de la frecuencia de resonancia.
MODELO DE REPRESENTACIÓN DE FALLAS EN RODAMIENTOS
Fallas incipientes
A los efectos de poder comprender como se manifiestan las fallas en un
rodamiento, se propone un modelo que simplifique a la realidad para poder poner
de manifiesto como se originan y como evolucionan dentro de un proceso de
desgaste.
Supongamos que el extremo de un eje que gira a 1000 RPM está apoyado sobre un
rodamiento con las siguientes características:
1.
12 Bolas de diámetro 10 mm
2.
Diámetro de pista externa: 100 mm
3.
Diámetro de pista interna: 80 mm.
Supongamos que en la parte inferior de la pista externa se produce una marca de
ancho X=0.1mm.
Cuando una bola pase por encima de la marca, el eje transferirá un impulso a la
estructura dado por:
donde: p(t) es el peso del eje y τ es el tiempo que necesita una bola para pasar por
encima de la marca.
Como pasan 12 bolas por revolución, estos impulsos se repiten con un período de:
De este modo, se puede pensar que la fuerza aplicada a la estructura es un tren de
pulsos de ancho τ con período Tb.
El espectro de este tren de pulsos tiene N=Tb/τ= 781 componentes armónicas
significativas separadas en Fb=1/Tb=200Hz y que en consecuencia alcanza hasta
Fmax=781*200Hz ~ 156 KHz y con componentes de menor amplitud que llegan a
algunos MHz.
En la etapa inicial, una falla está caracterizada por tener:
•
Baja energía en virtud de que la marca es poco profunda.
•
Gran ancho de banda. debido a la corta duración de los impulsos.
y de aquí se desprenden las siguientes conclusiones:
1. Debido al gran ancho de banda de la fuerza aplicada a la estructura, se excitan
las frecuencias naturales
2. Debido a la baja energía de la fuerza aplicada las componentes de baja
frecuencia no producen movimientos apreciables por lo que la respuesta forzada es
despreciable.
3. En consecuencia, cuando las fallas son incipientes predomina la respuesta
natural frente a la respuesta forzada.
Al comienzo, las marcas son pequeñas
y los impulsos tienen baja energía y
corta duración.
Como los impulsos tienen corta
duración, las componentes espectrales
de la excitación llegan a frecuencias
muy elevadas.
La estructura rígida tiene frecuencias
naturales altas.
Cada impulso aplicado a la estructura
excita a la frecuencia natural.
Predomina la respuesta natural frente a
la respuesta forzada.
El espectro de la respuesta es el
producto entre el espectro de la
excitación por la respuesta en
frecuencia de la estructura.
Aún en este caso en que se supone que
existe una sola fuente de excitación, se
puede observar que el espectro tiene
muchas componentes muy juntas, y
que es necesario poder discriminar
componentes que están separadas
algunos hertz pero en el entorno de
frecuencias de varios Khz.
Siguiendo con el modelo anterior,
podemos pensar que el proceso de
desgaste provoca:
1. Que la profundidad de la falla aumente
y que en consecuencia aumente la
energía de la excitación aplicada.
2. Que la longitud de la marca aumente y
que en consecuencia se reduzca el ancho
de banda de la excitación.
Suponiendo que el ancho de la marca
ahora sea de 5 mm, el ancho de los
pulsos aplicado es:
El espectro de este tren de pulsos tiene
N=Tb/ττ ~= 10 componentes armónicas
significativas separadas en
Fb=1/Tb=200Hz y que en consecuencia
alcanza hasta Fmax=6*200Hz ~ 1.2 KHz.
De aquí, se obtienen las siguientes
conclusiones:
1. Al disminuir el ancho de banda de la
fuerza aplicada no se exitan las
frecuencias naturales de la estructura, o
si lo hace, es a través de componentes d
menor energía relativa.
2. Debido al aumento de la energía de la
fuerza aplicada, las componentes de baja
frecuencia generan movimientos
apreciales.
3. En consecuencia, cuando las fallas son
avanzadas predomina la respuesta
forzada frente a la respuesta natural.
A medida que la marca se agranda
aumenta la energía de los impulsos y
el tiempo en que una bola pasa por la
marca.
Al aumentar el tiempo en que se
transfiere el impulso hacia la
estructura, disminuye el ancho de
banda de la fuerza de excitación.
Las respuesta en frecuencia de la
estructura no cambia al evolucionar la
falla.
Las respuesta de la estructura es
similar a la excitación.
Predomina la respuesta forzada frente
a la respuesta natural.
Como la energía de la excitación está
en frecuencias menores que la
frecuencia natural de la estructura, el
espectro de la respuesta es similar al
de la excitación por lo que la
naturaleza periódica de la falla se
puede determinar mediante un análisis
espectral en banda base.
Resumen
Energía
Ancho de banda de la
excitación
Falla incipiente
Falla avanzada
Baja
Decenas de
kilohertz
Alta
Algunos cientos de
hertz
Respuesta predominante
Natural
Forzada
CONCEPTO DE ENVOLVENTE
La envolvente de una señal es el
contorno que se obtiene uniendo todos
los picos del semiciclo positivo.
En la figura se observa como la
envolvente elimina a las oscilaciones
correspondientes a la respuesta natural
de la estructura sin perder la información
de periodicidad de la excitación que
permite determinar las fuentes de
vibraciones periódicas que caracterizan a
las fallas en los rodamientos .
De aquí puede observarse que:
1. La envolvente es siempre positiva, por
lo que se debe remover el valor medio
para eliminar en a la componente de
continua innecesaria.
2. La frecuencia máxima de la
envolvente es mucho menor que la de la
señal modulada.
3. Como la envolvente es una señal de
baja frecuencia, la frecuencia máxima de
los espectros puede ser baja con lo que
se aumenta la resolución.
4. La envolvente contiene la información
frecuencial de la fuente de vibraciones.
PASOS A SEGUIR EN EL ANÁLISIS
DE ENVOLVENTE
La falla del ejemplo anterior tenía un período
Tb=0,5mS y una frecuencia natural de 6 Khz.
Para poder mejorar el rango dinámico de la
medición, es necesario realizar un filtrado
pasaaltos para remover las vibraciones de bajas
frecuencias causadas por desbalanceos,
desalineaciones, etc.
Esta figura muestra a la señal filtrada donde han
quedado la respuesta de la estructura a la
excitación periódica generada por la falla.
Criterios para la selección de la frecuencia de
corte del filtro palaaltos
1. La frecuencia de corte del filtro pasaaltos
debe ser levemente inferior a la frecuencia natural
excitada.
2. La banda de energía creciente observada en
el espectro de banda base puede servir para
determinar la frecuencia de corte del filtro
pasaaltos.
3. En general, la frecuencia de corte está en el
orden de 1 Khz.
Aquí se ha amplificado a la señal para mejorar la
relación señal/ruido antes de efectuar el
procesamiento de la envolvente.
La figura muestra la envolvente de la señal
amplificada.
Aquí se muestra el espectro de la envolvente que
muestra claramente a la componente de 100 Hz
correspondiente a la marca en la pista externa y a
las armónicas características de los impulsos
periódicos.
TÉCNICAS PARA OBTENER LA
ENVOLVENTE DE UNA SEÑAL
Detector de envolvente
Una manera de obtener la envolvente de
la señal modulada es a partir de un
detector de envolvente conformado por
un detector de picos.
El detector de picos carga rápidamente a
un capacitor y la descarga se realiza
lentamente a través de una resistencia.
Tansformada de Hilbert
Otra manera de obtener la envolvente es
a través de la transformada de Hilbert de
la señal digitalizada.
La transformada de Hilbert es una
transformación lineal aplicada a la señal,
que da como resultado una función
analítica con las siguientes propiedades:
1. La parte real coincide con la señal de
entrada.
2. La parte imaginaria está en
cuadratura con la señal de entrada. Esto
significa, que cada componente del
espectro de la parte imaginaria está a 90°°
respecto de la misma componente de la
parte real.
Como la parte real e imaginaria están en
cuadratura, al obtener el módulo de la
transformada se eliminan las
componentes de alta frecuencia con lo
que queda la envolvente.
VENTAJAS DEL ANÁLISIS DE
ENVOLVENTE
• Detección de fallas incipientes a partir de la amplificación de los movimientos de la
estructura en resonancia
• El análisis de espectros convencional permite detectar los movimientos forzados de
las estructuras correspondientes a las fallas en estado avanzado
•
Precisión en el diagnóstico de fallas de los elementos rotantes
•
Determinación de otros golpes periódicos de baja energía