Tecnicas de Mantenimiento Predictivo. Enero 2014
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Sensores de vibración de carcasa
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Sensores de vibración de carcasa
Sensor Sísmico de Velocidad
Principio de Operaciòn.-
CUANDO EL TRANSDUCTOR ES ADHERIDO A LA SUPERFICIE VIBRANTE, EL VOLTAJE DE SALIDA DEPENDERÁ DE LA RAPIDEZ (VELOCIDAD) CON LA QUE EL CONDUCTOR ES DESPLAZADO EN EL
CAMPO MAGNETICO (LEY DE LENTZ). EL VOLTAJE DE SALIDA SERA PROPORCIONAL A LA
VELOCIDAD DE LA PARTE VIBRANTE.
Son los sensores que inicialmente venían con los analizadores de
vibraciones convencionales.
Son sensores con frecuencias
naturales bajas.
La frecuencia de resonancia del sistema masa-resorte-
amortiguador formado esta típicamente en el rango de 200 a
300 RPM.
TIENE UNA BUENA RESPUESTA A BAJAS FRECUENCIAS (LA
FRECUENCIA NATURAL DEL SISTEMA MASA-RESORTE DEL
TRANSDUCTOR ES BAJA).
ES POR LO TANTO UN SENSOR QUE RESPÓNDERÁ MEJOR EN LA BAJA Y
MEDIANA FRECUENCIA (TÍPICAMENTE ENTRE 600 Y
300,000 cpm).
VENTAJAS.-
LA VELOCIDAD ES UN EXCELENTE
PARÀMETRO PARA DETERMIMAR LA CONDICIÓN MECÁNICA DE LA MAQUINARIA. NO TIENE LA LIMITACION DE LA INSTALACION PERMANENTE DE LOS SENSORES DE PROXIMIDAD.
DESVENTAJAS.-
MÁS PESADOS Y DE MAYOR TAMAÑO QUE OTROS
TRANSDUCTORES DE VIBRACIÓN.
TIENE PARTES MÓBILES . NO ES RECOMENDADO PARA
INSTALACIÓNES PERMANENTES DE SUPERVISIÓN DE VIBRACIÓNES.
NO ES EFECTIVO PARA SENSAR VIBRACIÓNES DE ALTA
FRECUENCIA.
ACELERÓMETROS
PRODUCEN UNA SEÑAL DE SALIDA PROPORCIONAL A LA ACELERACIÒN DE LA VIBRACIÒN.
SON USUALMENTE MUY RÍGIDOS, TIENEN FRECUENCIAS NATURALES MUY ALTAS.
SON UTILIZADOS PARA MEDIR
VIBRACIONES A FRECUENCIAS BAJO SU FRECUENCIA NATURAL (BAJO DE 0.3 Wn,
TÍPICO).
USUALMENTE LA ACELERACIÓN SE EXPRESA EN g’s (GRAVEDADES). PUESTO QUE LA AMPLITUD DE LA ACELERACIÓN ES PROPORCIONAL AL DESPLAZAMIENTO Y LA FRECUENCIA DE LA VIBRACIÓN AL CUADRADO, LOS ACELERÓMETROS SON MUY SENSIBLES PARA DETECTAR VIBRACIONES DE ALTA FRECUENCIA.
VENTAJAS.- • AMPLIA RESPUESTA A LA FRECUENCIA. • TAMAÑO PEQUEÑO. POCO PESO (<50GRS)
DESVENTAJAS.-
NO ES MUY CONFIABLE PARA MEDICIONES DE BAJA FRECUENCIA
(HAY QUE TENER PRESENTE SIEMPRE LA ESPECIFICACION DEL
TRANSDUCTOR).
MEDICIONES POCO FIDEDIGNAS
CUANDO EL DESPLAZAMIENTO ES CALCULADO POR DOBLE
INTEGRACIÓN.
MUY SENSIBLE A GOLPES.
MUY SENSIBLES A RUIDO EXTERNO.
CONSIDERACIONES EN LA SELECCIÓN DEL TRANSDUCTOR DE VIBRACIONES ADECUADO:
• QUÉ SE VA A MEDIR? DESPLAZAMIENTO, VELOCIDAD Ó ACELERACIÓN.
• CUÁL ES LA VELOCIDAD DE OPERACIÓN DEL ROTOR?
• QUÉ TIPO DE FALLAS ES MAS PROBABLE QUE SE PRODUZCAN?
• QUE TIPO DE CONSTRUCCIÓN TIENE LA MAQUINA?
NIVELES ACEPTABLES DE VIBRACIÓN EN MAQUINARIA
EL PRIMERO QUE PUBLICÓ UNA CARTA DE SERVERIDAD DE VIBRACIONES FUE T.C. RATHBONE EN 1939.
“VIBRATION TOLERANCES” POWER PLANT ENGINEERING.
UNA CARTA POSTERIOR FUE PUBLICADA POR YATES. EN AMBOS CASOS LOS NIVELES DE TOLERANCIA FUERON INFLUENCIADOS DE OPINIONES Y CONOCIMIENTOS PRÁCTICOS DE INGENIEROS E INSPECTORES A MAS DE LOS DATOS OBTENIDOS CON LOS INSTRUMENTOS.
La apreciación sobre la severidad de la vibración, al comparar ambas cartas, es
completamente distinta.
No hay errores en las cartas. Hubo diferentes grupos de consulta para
la elaboración de las mismas.
La carta de Rathbone fue elaborada con la experiencia en maquinaria sobre fundaciones masivas y pesadas. La carta de
Yates con la experiencia en maquinaria naval sobre fundaciones flexibles.
LA INFORMACIÓN ACUMULADA PERMITIÓ EN 1964, PUBLICAR UNA CARTA DE SEVERIDAD QUE FUE DE AMPLIO HASTA PRINCIPIOS DE LOS AÑOS 80`S. ESTA ES LA CARTA DE LA IRD MECHANALYSIS.
NORMAS ISO 2372
LAS CARTAS GENERALES DE SEVERIDAD DE VIBRACIONES, NO NECESARIAMENTE SE AJUSTAN PARA LOS DISTINTOS TIPOS DE
EQUIPOS EN UNA PLANTA.
ESTA NORMA ISO SE DESARROLLÓ SOBRE LA BASE DE LA NORMA DE LA SOCIEDAD DE
INGENIEROS ALEMANES.
LA NORMA HACE UNA CLASIFICACIÓN DE DIFERENTES DE MÁQUINAS.
PUESTO QUE HACE UNA EVALUACIÓN DE LA
CONDICIÓN MECÁNICA DE UN EQUIPO, SOLO SE USAN REGISTROS TOTALES DE VIBRACIÓN RMS.
LA MAXIMA VELOCIDAD RECOMENDADA DE LA
PARTE ROTATORIA, PARA USO DE ESTA CARTA, ES 12000 RPM.
• Class 1 Individual machine components integrally connected. I.e. motors < 15 kW
• Class 2 Medium sized machines. I.e. motors 15 kW to 75 kW
• Class 3 Large prime movers on heavy, rigid foundations
• Class 4 Large prime movers on relatively soft, light weight structures
NORMA ISO 10816-3
NORMA ISO 7919-2
Land-based steam turbines and generators in excess of 50 MW with normal operating speeds of 1 500 r/min, 1 800 r/min, 3 000 r/min and 3 600 r/min
• Zone A: The vibration of newly commissioned machines would normally fall within this zone.
• Zone B: Machines with vibration within this zone are normally considered acceptable for unrestricted long-term operación.
• Zone C: Machines with vibration within this zone are normally considered unsatisfactory for long-term continuous operation. Generally, the machine may be operated for a limited period in this condition until a suitable opportunity arises for remedial action.
• Zone D: Vibration values within this zone are normally considered to be of sufficient severity to cause damage to the machine.
LAS CARTAS DE SEVERIDAD DE VIBRACIONES CON SOLO GUIAS PRELIMINARES PARA EVALUACIÓN DE LA CONDICIÓN MECÁNICA DE UNA MAQUINARIA
LA MEJOR REFERENCIA DE SEVERIDAD DE VIBRACIONES DEBEN SER SIEMPRE LOS
NIVELES QUE EL FABRICANTE DEL EQUIPO RECOMIENDE
TAMBIEN ES VALIDA LA EXPERIENCIA DEL USUARIO EN CUANTO A NIVELES DE
VIBRACIÓN RELACIONADOS CON LARGO PERIODOS DE OPERACIÓN SATISFACTORIA
CARTA DE SEVERIDAD DE VIBRACIONES PARA EQUIPO PETROQUIMICO. CHARLES JACKSON. MONSANTO.
PARA REGISTRO TOTALES EN VELOCIDADES PICO
OPERACIÓN SATISFACTORIA: 0.1 PULG/SEG Ó MENOS.
ACEPTABLE: 0.1 PULG./SEG. A 0.2 PULG./SEG.
POCO SEVERO: 0.2 PULG./SEG. A 0.3 PULG./SEG.
PLANEAR PARADA PARA REPARACIÓN:
0.3 PULG./SEG. A 0.5 PULG./SEG.
PARADA INMEDIATA: 0.5 PULG./SEG. EN ADELANTE.
REGLA GENERAL:
• LA CONDICIÓN MECÁNICA DE UN EQUIPO SE HA DETERIORADO CUANDO SUS NIVELES DE VIBRACIÓN SE DUPLIQUEN.
• LOS NIVELES DE VIBRACIONES AUMENTAN LINEALMENTE HASTA UN 75% DE LA ÚTIL DEL COMPONENTE.
INTRUMENTOS PARA MEDICIÓN DE VIBRACIONES
ANALIZADORES DE VIBRACIÓN.-
EN SU CONFIGURACION BASICA, UN ANALIZADOR DE VIBRACIONES ES UN
INSTRUMENTO CAPAZ DE DESCOMPONER LA SEÑAL DE VIBRACIÓN EN SU ESPECTRO DE
FRECUENCIA , CON UN FILTRO DE ANCHO DE BANDA CONSTANTE.
INSTRUMENTACIÓN PORTÁTIL .-
LA EFECTIVIDAD DE LOS RESULTADOS DEPENDERÁ DE LA EXPERIENCIA DEL USUARIO EN CUANTO A LA VELOCIDAD DE DESARROLLO
CARACTERÍSTICO DE LAS FALLAS EN SUS EQUIPOS ROTATORIOS.
SE RECOMIENDA QUE LA PERIOCIDAD DE REGISTROS NO EXCEDA DE UNO O DOS MESES.
LA TENDENCIA MODERNA ES HACIA LOS ANALIZADORES DE VIBRACIÓN
• QUE PUEDEN GRABAR LA SEÑAL DINÁMICA DE VIBRACIÓN.
• QUE PUEDAN LUEGO TRANSMITIR LA SEÑAL A UNA COMPUTADORA PARA ANÁLISIS Y
DIAGNÓSTICO.
HAY TAMBIEN QUE DIFERENCIAR LOS ANALIZADORES DE VIBRACION, ENTRE LOS
QUE PUEDEN EFECTUAR:
• ANÁLISIS EN CONDICIONES DE ESTADO ESTABLE (RPM CONSTANTE).
• ANÁLISIS EN CONDICIONES DE ESTADO TRANSIENTE (ARRANQUE Y PARADAS DE
EQUIPOS)
PARA DETERMINADOS TIPOS DE MAQUINARIA
ESTE MÓNITOREO PERIÓDICO NO ES
SUFICIENTE. MAQUINAS COMO TURBINAS A
GAS, TURBINAS A VAPOR, BOMBAS Y
COMPRESORES CENTRIFUGOS DE ALTA
VELOCIDAD, PUEDEN DESARROLLAR
PROBLEMAS MECÁNICOS MUY
RAPIDAMENTE. PARA ESTE TIPO DE
MAQUINAS ES NECESARIO UN MONITOREO
PERMANENTE DE LAS VIBRACIONES
MONITORES DE VIBRACIÓN
PERMANENTES
MONITORES PERMANENTES DE BAJO COSTO.-
LA MONITORIZACIÓN PERMANENTE DE UN EQUIPO EN UNA INDUSTRIA PUEDE SER TAMBIEN REQUERIDA PARA UN EQUIPO
PEQUEÑO, CRÍTICO, CUYA PARALIZACIÓN IMPLIQUE COSTOSAS PERDIDAS DE
PRODUCCIÓN EN UNA EMPRESA
Hay también soluciones intermedias, llamadas monitoreo cuasi en línea, para aplicaciones
donde se requiera algo intermedio entre un monitoreo permanente y
un monitoreo periódico con un colector de datos.
FINALMENTE, HAY QUE TENER PRESENTE QUE AUNQUE HAYA SIDO IMPLANTADO MONITOREO
PERMANENTE Ó CUASI EN LINEA EN UN EQUIPO, ES CONVENIENTE CONTINUAR CON
ANÁLISIS PERIÓDICOS DE ESPECTRO DE FRECUENCIA DE LA VIBRACIÓN. CON EL
ANÁLISIS DE ESPECTRO SE TENDRÁ SIEMPRE LA INDICACIÓN MAS TEMPRANA POSIBLE DEL
DESARROLLO DE UNA FALLA MECÁNICA
CARACTERÍSTICAS TÍPICAS DE CIERTAS FALLAS MECÁNICAS, EN MAQUINARIA ROTATORIA
INDUSTRIAL, QUE PUEDEN SER IDENTIFICADAS POR UN ANÁLISIS DE VIBRACIONES.-
CON POCAS EXCEPCIONES, EN MAQUINARIA ROTATORIA:
DEFECTO MECÁNICO = INCREMENTO DE NIVEL DE VIBRACIÓN
CIERTOS TIPOS DE PROBLEMAS ELÉCTRICOS EN MOTORES Y
GENERADORES, FUERZAS RECIPROCANTES Y RESONANCIAS PUEDEN ADEMÁS PRODUCIR UN
INCREMENTO EN LAS VIBRACIONES DE MAQUINARIA.
LAS FUERZAS QUE ORIGINAN LAS VIBRACIONES Y LA VIBRACIÓN
RESULTANTE SON USUALMENTE DEPENDIENTES DE LA FRECUENCIA
DE ROTACIÓN DE LA PARTE DEL EQUIPO DEFECTUOSA
EL PROCEDIMIENTO PARA DETERMINAR LAS
CARACTERÍSTICAS DE LAS VIBRACIONES ES LLAMADO ANÁLISIS DE VIBRACIONES.
DEFECTOS MECÁNICOS QUE PUEDEN SER IDENTIFICADOS POR UN ANÁLISIS DE VIBRACIONES:
- Desbalance Rotatorio.
- Desalineamiento de acoples ò chumaceras.
- Rodamientos defectuosos.
- Defectos en cojinetes de lubricación hidrodinámica.
- Engranajes defectuosos.
- Bandas de transmisión defectuosas. - Desajuste con la cimentación. - Ciertos problemas eléctricos en motores eléctricos y generadores. - Resonancias. - En general cualquier problema mecánico en una máquina .
VIBRACIONES OCASIONADAS POR DESEQUILIBRIO.-
ES LA CAUSA MAS COMUN DE VIBRACIÓN EN MAQUINARIA.
EL DESBALANCE ES DEFINIDO COMO UNA DESIGUAL DISTRIBUCIÓN EN LA MASA DE UN ROTOR, ALREDEDOR DE SU CENTRO DE ROTACIÓN.
LA FRECUENCIA DE LAS
VIBRACIONES PRODUCIDAS POR DESEQUILIBRIO ES IGUAL A LA
FRECUENCIA DE ROTACIÓN DE LAS PARTES DESBALANCEADAS.
LA AMPLITUD DE LA VIBRACIÓN ES
PROPORCIONAL A LA CANTIDAD DE DESBALANCE PRESENTE.
DESBALANCE ROTATORIO.-
EL SISTEMA RESPONDE SENOIDALMENTE, CON UNA FRECUENCIA Wf IGUAL A LA FRECUENCIA DE EXCITACIÓN
(RPM DEL ROTOR)
LA AMPLITUD DE LA RESPUESTA SERA FUNCIÓN DEL DESEQUILIBRIO
RESIDUAL DEL ROTOR (moe) Y DE LA FRECUENCIA DE ROTACION (Wf) AL
CUADRADO.
RESONANCIA: CUANDO W f= Wn
DESBALANCE ROTORES EN VOLADIZO:
PARA ROTORES ENTRE APOYOS, DESEQUILIBRADOS, LA MAYOR AMPLITUD DE
VIBRACIÓN SE LA ENCONTRARA EN LAS DIRECCIONES RADIALES (HORIZONTAL Y
VERTICAL)
PARA ROTORES EN VOLADIZO, EN UNA RELACIÓN L/D>2, PUEDEN PRESENTARSE
TAMBIEN UNA ALTA AMPLITUD DE VIBRACIÓN EN LA DIRECCIÓN AXIAL.
TECNICAS DE ANÁLISIS DE FASE PUEDEN SER EMPLEADAS PARA
DISCRIMINAR SI EL PROBLEMA ES DESEQUILIBRIO O SI LA VIBRACIÓN
ES OCACIONADA POR DESALINEAMIENTO O TORCEDURA
DEL EJE.
CAUSAS DE DESBALANCE.-
• POROS EN PIEZAS FUNDIDAS.
• EXCENTRICIDAD.
• CHAVETAS Y CHAVETEROS.
• DISTORCIÓN: - ALIVIO DE TENCIONES.
- DISTORCIÓN TÉRMICA.
• TOLERANCIAS DE AJUSTE.
• CORROSIÓN Y DESGASTE.
• INSCRUSTACIONES.
LA SUMA VECTORIAL DE ESTOS DEFECTOS PUEDE SER
CONSIDERADO COMO ACTUANDO EN UN PUNTO, LLAMADO EL
PUNTO PESADO.
AL BALANCEAR NUESTRO PROPOSITO SERÁ ENCONTRAR LA MAGNITUD Y POSICION DE ESTE PUNTO PESADO PARA:
a) REMOVER UNA CANTIDAD IGUAL DE PESO EN ESTA POSICION.
b) AÑADIR LA MISMA CANTIDAD DE PESO A 180o
EL PROCESO DE EFECTUAR LA COINCIDENCIA DEL CENTRO DE
GRAVEDAD DE UN ROTOR CON EL EJE DE ROTACION DEL MISMO SE DENOMINA BALANCEO ESTATICO
(O EN UN PLANO).
EL PROCESO DE LLEVAR EL EJE PRINCIPAL DE INERCIA EN UN ROTOR
EN COINCIDENCIA CON EL EJE DE ROTACION SE DENOMINA BALANCEO DINAMICO (USUALMENTE EN DOS O
MAS PLANOS). ESTE TIPO DE DESBALANCE SOLO PUEDE SER
DETECTADO MEDIANTE UNA PRUEBA DINAMICA.
Tolerancias Permisibles de Calidad de Desbalance Rotativo
La organización Internacional de estándares (ISO) (International Standards Organization), publicó el estándar 1940/1 "Balance Quality Requirements of Rigid Rotors,“ que ha sido adoptado por la American National Standards Institute, ANSI, como S2.19-1975, "Balance Quality Requirements of Rotating Rigid Bodies." Ha sido adoptado por los estándares británicos como BS 6861: Part 1 y por los estándares Alemanes VDI 2060
Uso de la norma ISO 1940/1.
1) Seleccionar el grado G de calidad de desbalance de acuerdo
a la tabla y el tipo de rotor.
2) Uso de la tabla para determinar el desbalance máximo permisible
de acuerdo a la velocidad de rotación a la cual va a operar la
parte rotativa y al grado G escogido.
CLASIFICACION DEL ROTOR DESCRIPCION DEL ROTOR
G 40 • RUEDAS DE CARRO
G 16 • "CARDANES" DE AUTOMÓVILES
• PARTES DE MAQUINARIA AGRICOLA
G 6,3 • "CARDANES" PARA USOS ESPECIALES
• ROTORES DE MAQUINARIA DE PROCESO
• VENTILADORES CENTRIFUGOS
• BOMBAS CENTRIFUGAS, VOLANTES
• MAQUINARIA EN GENERAL Y PARTES DE
MAQUINARIAS
• ARMADURAS DE ROTORES ELECTRICOS
G 2,5 • TURBINAS DE GAS Y DE VAPOR
• ROTORES DE TURBINAS, TURBO GENERADORES
• MATERIALES DE MAQUINAS HERRAMIENTAS
• ARMADURAS MEDIANAS Y GRANDES DE
MOTORES ELECTRICOS PARA USOS
ESPECIALES
G 1 • MAQUINAS JET
BALANCEO DE PRECISIÓN
G 0,4 • PARTES DE ESMERILADORAS
BALANCEO ULTRA PRECISO • HERRAMIENTAS DE GRAN PRECISION
Desbalance permisible (Uper) Uper (g-mm) = 9549 x G x W/N
G = Grado de Calidad de desbalance de la tabla.
W = Peso del rotor en Kg. N = Velocidad máxima de rotación
de la parte rotativa en RPM.
Para rotores balanceados en un plano de corrección, el desbalance
residual permisible es el especificado por la gráfica de
calidad de desbalance de la norma.
Para rotores balanceados en dos planos de corrección.
El Uper debe ser calculado para
cada plano de corrección.
1. Los planos de corrección deben estar entre los dos cojinetes.
2. La distancia "b" debe ser mayor a 1/3 "d.“
3. Los planos de corrección deben ser equidistantes del centro de gravedad.
Uper izquierdo = Uper derecho = Uper/2
Si los planos de corrección no son equidistantes del centro de
gravedad de la parte rotativa. Entonces:
Uper izquierdo = Uper (hr/b) Uper derecho = Uper (hl/b)
El Uper izquierdo o el Uper derecho no deben ser menores
que el 30% o mayor que el 70% del Uper.
VIBRACIONES OCASIONADAS POR DESALINEAMIENTO.-
ES LA SEGUNDA ENTRE LAS CAUSAS MAS COMUNES QUE ORIGINAN VIBRACIONES EN MAQUINARIA ROTATORIA.
EXISTEN DOS TIPOS BASICOS DE DESALINEAMIENTO.
1. DESALINEAMIENTO ANGULAR.
2. DESALINEAMIENTO DE DESPLAZAMIENTO.
USUALMENTE SE PRESENTAN LOS DOS TIPOS A LA VEZ.
EL DESALINEAMIENTO ANGULAR PURO SOMETE A LOS EJES A UNA VIBRACION AXIAL DE 1*RPM DE LOS ROTORES.
EL DESALINEAMIENTO DE DESPLAZAMIENTO PURO PRODUCE UNA VIBRACION RADIAL A 2* RPM DE ROTACION DE LOS EJES.
UN EJE TORCIDO PRESENTA CARACTERISTICAS VIBRATORIAS SIMILARES A LAS DE DESALINEAMIENTO ANGULAR.
PARA DESCRIMINAR ENTRE DESALINEAMIENTO Y EJE FLEXADO ES NECESARIO UN ANALISIS DE FASE.
ANALISIS DE FASE. EN EL ANALISIS DE FASE SE DETERMINA LA FASE DE LAS VIBRACIONES AXIALES, DE CADA COJINETE, CON RESPECTO A UNA REFERENCIA ARBITRARIA. CON EL ANALISIS DE FASE SE DETERMINA SI UN COJINETE ESTA TORCIÈNDOSE O SIMPLEMENTE MOVIÈNDOSE HACIA ADELANTE Y HACIA ATRÁS (CONDICION NORMAL). ADEMÀS, SE PUEDE DETERMINAR SI LOS COJINETES SE ESTAN MOVIENDO AXIALMETE, UNO RESPECTO A OTRO, EN FASE (CONDICION NORMAL). EN PROBLEMAS DE DESALINEAMIENTO O EJES FLEXADOS LAS RELACIONES DE FASE ENTRE LAS PARTES INVOLUCRADAS TIENDEN A SER DE 180o
VIBRACIONES OCASIONADAS POR COJINETES DE RODAMIENTOS DEFECTUOSOS.
LOS RODAMIENTOS CON IMPERFECCIONES EN LAS SUPERFICIES DE RODADURA O EN LOS ELEMENTOS RODANTES PRODUCIRAN VIBRACIONES DE MEDIANA Y ALTA FRECUENCIA A VALORES EN CPM MUCHO MAYORES QUE LA FRECUENCIA DE ROTACION DE LA PARTE ROTATORIA.
USO DEL ANALIZADOR DE VIBRACIONES PARA DETERMINAR LA CONDICION MECANICA DE
RODAMIENTOS
EL CONTACTO DE LOS ELEMENTOS RODANTES CON LOS DEFECTOS, A UNA CIERTA FRECUENCIA DE CONTACTO, CAUSA QUE TALES FALLAS PUEDAN SER DETECTADAS POR UN ANALISIS DE FRECUENCIA.
LAS FRECUENCIAS PRINCIPALES SON: 1. LA FRECUENCIA DE ROTACION DEL TREN DE ELEMENTOS
RODANTES. INDICA CUALQUIER IRREGULARIDAD DE LA JAULA DE LOS ELEMENTOS.
ft = fr r1
r1 + r2
LA FREFUENCIA DE GIRO fb DE LOS ELEMENTOS RODANTES. CUALQUIER IRREGULARIDAD O MUESCA DE UN ELEMENTO PRODUCE UNA COMPONENTE DE FRECUENCIA fb’ = 2 fb .
fb = ft r2
rb
SI HAY MUESCAS O IRREGULARIDADES EN LA SUPERFICIE INTERIOR DE RODADURA, SE PRESENTA UN ARMONICO A f1
f1 = n fr – ft
LAS IRREGULARIDADES EN LA SUPERFICIE EXTERIOR DE RODADURA PROVOCAN LA APARICION DE UN ARMONICO a f2.
f2 = n f1
LA BENTLY NEVADA CORPORACION REPORTA QUE UN 90% DE LAS FALLAS EN LOS COJINETES SON MUESCAS (FLAWS) EN LA SUPERFICIE EXTERIOR E INTERIOR DE RODADURA.
LA REGION DEL ESPECTRO DE FRECUENCIA ENTRE LA FRECUENCIA POR FALLA EN LA SUPERFICIE INTERIOR Y LA FRECUENCIA POR FALLA EN LA SUPERFICIE EXTERIOR ES CONOCIDA COMO LA REGION “PRIME SPIKE”.
En esta zona del espectro de frecuencia se presentará actividad de armónicos cuando se producen irregularidades en los elementos
rodantes de los rodamientos.
REGION DE ALTA FRECUENCIA.- (SPIKE ENERGY). CUBRE USUALMENTE FRECUENCIAS ENTRE 5KHz A 25KHz. LOS ARMONICOS EN ESTE RANGO DE FRECUENCIA SON LAS FRECUENCIAS NATURALES DE VIBRACION DE LOS DISTINTOS COMPONENTES DEL RODAMIENTO. ESTOS REGISTROS PROVEEN USUALMENTE DE UNA MUY TEMPRANA INDICACION DE QUE UNA MUESCA SE ESTA DESARROLLANDO.
SE TIENE ENTONCES QUE EN UN EQUIPO ROTATORIO CON RODAMIENTOS, SE DEBEN ESTUDIAR TRES ZONAS BIEN DEFINIDAS.
a) REGION DE VIBRACION DEL ROTOR. USUALMENTE ENTRE 600 Y 3000 CPM
b) LA REGION PRIME SPIKE ENTRE f1 Y f2.
c) LA REGION DE ALTA FRECUENCIA (SPIKE ENERGY)
LOS NIVELES DE SEVERIDAD RECOMENDADOS POR LA BENTLY NEVADA PARA ESTAS REGIONES SON:
VIBRACION DEL ROTOR:
7.7 mm/seg o TOLERANCIA ISO APLICABLE.
REGION PRIME SPIKE:
2.5 A 3.8 mm/seg PICO
REGION DE ALTA FRECUENCIA:
3 A 4 g’s PICO
VIBRACIONES OCASIONADAS POR COJINETES DE LUBRICACION HIDRODINAMICA.
NO SON USUALMENTE, A DIFERENCIA DE LOS RODAMIENTOS, FUENTES DE VIBRACIONES. UN COJINETE DE CHAPA FUERA DE TOLERANCIA PRESENTA UN ESPECTRO DE FRECUENCIA SIMILAR AL DE DESEQUILIBRIO DINAMICO. SI NO SE CUENTA CON SENSORES DE PROXIMIDAD, SE DEBERAN USAR METODOS DIRECTOS DE INSPECCION.
EN ALGUNAS OCACIONES, CUANDO NO SE TIENEN SENSORES DE PROXIMIDAD, SE PUEDEN DETECTAR PROBLEMAS DE INCREMENTO DEL CLARO DIAMETRAL COMPARANDO LOS REGISTROS DE VIBRACION VERTICALES RESPECTO DE LOS HORIZONTALES.
SE HA DETERMINADO QUE LA PELICULA DE ACEITE EN LA SUPERFICIE DEL COJINETE TIENE INCIDENCIA EN LAS VIBRACIONES PRODUCIDAS EN ESTE TIPO DE CHUMACERA.
DINAMICA DEL CONJUNTO ROTOR-PELICULA DE ACEITE EN UN COJINETE
UN EJE HORIZONTAL , GIRANDO EN SENTIDO CONTRARIO A LAS MANECILLAS DEL RELOJ EN UN COJINETE LUBRICADO POR UNA PELICULA DE ACEITE, NO OCUPA UNA POSICION CENTRAL. EL CENTRO DEL EJE SE COLOCA EN UNA POSICION EXCENTRICA, LIGERAMENTE DESVIADA A LA DERECHA Y HACIA ABAJO.
LA DISTANCIA QUE EL CENTRO DEL EJE SE DESPLAZA HACIA UNO DE LOS LADOS DEPENDERA DE LOS RPM DEL EJE, EL PESO DEL EJE Y DE LA PRESION DESARROLADA POR EL ACEITE.
OIL WHIRL.-
CUANDO LA CARA DEL EJE SE MUEVE HACIA ABAJO, SON BOMBEADAS CANTIDADES MAYORES DE ACEITE HACIA EL ESPACIO EVACUADO.
LA UNICA MANERA QUE SE MANTENGA CONTINUIDAD ES QUE EL EJE SE MUEVA CON PEQUEÑOS MOVIMIENTOS OSCILANTES ALREDEDOR DEL CENTRO DE LA CHUMACERA, CON UNA FRECUENCIA CERCANA A LA MITAD DEL NUMERO DE REVOLUCIONES (~ 0.5 x RPM)
UN CAMBIO EN LA TOLERANCIA DE LA CHUMACERA O UN CAMBIO EN LA VISCOCIDAD DEL ACEITE PUEDAN SER LA CAUSA PARA QUE ESTE PROBLEMA SE MAGNIFIQUE. UNA SOLUCION TEMPORAL ES CAMBIAR LA TEMPERATURA DE OPERACIÓN DEL ACEITE Y POR TANTO SU VISCOSIDAD O INCREMENTAR LA CARGA AL AÑADIR UN PEQUEÑO DESEQUILIBRIO. EXISTEN CONFIGURACIONES ESPECIALES DE COJINETES PARA REDUCIR LA POSIBILIDAD DE OIL WHIRL
VIBRACIONES CAUSADAS POR ENGRANAJES DEFECTUOSOS
LA FRICCION ES UNA CAUSA INHERENTE DE VIBRACION EN ENGRANAJES. EL CAMBIO DE SENTIDO DE LA FUERZA DE FRICCION PRODUCE UNA VIBRACION A LA FRECUENCIA DE CONTACTO DE LOS DIENTES fc = # DE DIENTES*RPM DE ROTACION DEL
ENGRANE.
LAS PRINCIPALES CAUSAS QUE PRODUCEN LA PRESENCIA DE LOS ARMONICOS A LA FRECUENCIA DE CONTACTO DE LOS DIENTES SON:
• EXCESIVO DESGASTE DEL ENGRANAJE.
• INEXACTITUDES EN LA FORMA DEL DIENTE.
• MALA LUBRICACION O MATERIALES EXTRAÑOS
ATRAPADOS ENTRE LOS DIENTES.
GENERACION DE BANDAS LATERALES DE FRECUENCIA. EN LOS ENGRANAJES SE PUEDEN PRODUCIR PROCESOS DE MODULACION DE AMPLITUD O DE FRECUENCIA DE LA VIBRACION, QUE OCASIONAN BANDAS LATERALES. SI UNO DE LOS ENGRANES ACTUA EXCENTRICAMENTE, EL DIAMETRO DE PASO VARIARA SINUSOIDALMENTE CON LA EXCENTRICIDAD. LA AMPLITUD DEL ARMONICO A LA FRECUENCIA DE CONTACTO AUMENTARA Y DISMINUIRA PERIODICAMENTE .
LAS BANDAS LATERALES SE PRESENTARAN PRINCIPALMENTE A:
fc + fr y fc – fr
SI LA VELOCIDAD DEL ENGRANE NO ES CONSTANTE O LA DISTANCIA ENTRE LOS DIENTES NO ES UNIFORME, SE PRODUCE MODULACION DE FRECUENCIA. EN ESTE CASO, BANDAS LATERALES APARECEN A:
fc + fm y fc - fm
CARTA DE SEVERIDAD DE VIBRACIONES PARA USO en ENGRANAJES.
(JACKSON. THE PRACTICAL VIBRATIONS PRIMER)
RANGO BUENO: 0.2 pulg/seg Pico o menos
RANGO TOLERABLE: 0.2 pulg/seg Pico a 0.3 pulg/seg Pico.
RANGO POCO SEVERO: 0.3 pulg/seg Pico a 0.4 pulg/seg Pico.
RANGO DE PARADA
PROXIMA PARA 0.4 pulg/seg Pico a 0.6 pulg/seg Pico.
REPARACIONES:
PARADA INMEDIATA: 0.6 pulg/seg Pico o más
VIBRACIONES OCACIONADAS POR DESAJUSTE EL DESAJUSTE DE UNA MAQUINA CON RESPECTO A LA CIMENTACION ORIGINA USUALMENTE VIBRACIONES AL DOBLE DE LA FRECUENCIA DE ROTACION (2*RPM), PREFERENTEMENTE EN LA DIRECCION VERTICAL. MUY FRECUENTEMENTE EL DESAJUSTE MAGNIFICARA EL EFECTO DE OTRAS FUERZAS EXCITADORAS. LA REGLA GENERAL ES QUE DEBE CONSIDERARSE UN PROBLEMA DE DESAJUSTE, CUANDO LA SEVERIDAD DE LA VIBRACION AL DOBLE DE LA FRECUENCIA DE ROTACION, EN LA DIRECCION VERTICAL, SEA MAYOR QUE LA MITAD DEL ARMONICO A LA FRECUENCIA DE ROTACION.
BANDAS DE TRANSMISION DEFECTUOSAS
LOS PROBLEMAS DE TRANSMISION ASOCIADOS A BANDAS DE TRANSMISION DEFECTUOSAS SON DE DOS TIPOS:
1. VIBRACION DEBIDA A PROBLEMAS DE LA BANDA
2. REACCION DE LA BANDA A OTRAS FUERZAS DISTURBADORAS DEL EQUIPO
PARA UNA BANDA DEFECTUOSA, LA FRECUENCIA DE LAS VIBRACIONES ES NORMALMENTE 1. 2, 3, 4 VECES LAS RPM DE LAS BANDAS. RPM BANDA = ∏ * Ø POLEA* RPM DE LA POLEA L BANDA SI LA BANDA ESTA REACCIONANDO A OTRA FUERZA PERTURBADORA DEL EQUIPO, LA VIBRACION DE LA BANDA SERA A LA FRECUENCIA DE LA EXCITACIÓN. SE PODRIA INVESTIGAR EL ORIGEN DE LA VIBRACION CON LA AYUDA DE UNA LUZ ESTROBOSCOPICA.
FUERZAS RECIPROCANTES
UN ANALISIS DE VIBRACIONES A UNA MAQUINA RECIPROCANTE PUEDE SER UN PROCESO COMPLEJO DEBIDO A LOS IMNUMERABLES ARMONICOS QUE SE PUEDEN ENCONTRAR. LAS FRECUENCIAS NORMALMEMTE ENCONTRADAS SON LAS DE 1XRPM Y 2XRPM. EN GENERAL FRECUENCIAS DE ORDEN SUPERIOR RARAMENTE SERAN UN PROBLEMA A MENOS QUE EXCITEN ALGUNA FRECUENCIA NATURAL DE LA ESTRUCTURA DE SOPORTE
LOS PROBLEMAS DE VIBRACION EN MAQUINAS RECIPROCANTES PUEDEN SER DIVIDIDOS EN DOS PARTES.
1. PROBLEMAS MECANICOS: DESEQUILIBRIOS, DESALINEAMIENTO, EJE FLEXADO, DESAJUSTES, FALLAS EN COJINETES.
2. PROBLEMAS OPERACIONALES: GOLPETEO DE VALVULAS O PROBLEMAS DE IGNICION.
COMO DIFERENCIAR ENTRE UN PROBLEMA MECANICO Y UNO
OPERACIONAL?
• EL PROBLEMA MECANICO PROVOCA INCREMENTOS EN LA VIBRACION EN TODAS LAS DIRECCIONES. • UN PROBLEMA OPERACIONAL TIENDE A CREAR FUERZAS RECIPROCANTES DESIGUALES Y MOSTRAR UN SIGNIFICATIVO AUMENTO DE VIBRACION EN LA DIRECCION PARALELA AL MOVIMIENTO RECIPROCANTE. • PROBLEMAS DE IGNICION (OPERACIONAL) PRODUCE, SEGÚN LA CATERPILLAR UN ARMONICO A ½ RPM DEL CIGÜEÑAL. • FINALMENTE UN PROBLEMA MECANICO NO CAUSARA CAMBIOS DE EFICIENCIA EN EL MOTOR.
Normas Caterpillar
Las vibraciones en este tipo de
equipos tienen amplitudes considerablemente mayores que
los niveles permitidos para maquinaria rotativa industrial.
Si se quiere utilizar normas ISO, deben ser utilizadas las normas
específicas para este tipo de maquinaria.
VIBRACIONES INHERENTES
VIBRACIONES PRODUCIDAS POR LOS IMPULSOS DE TORSION EN GENERADORES ELECTRICOS.
LA FRECUENCIA DE LA VIBRACION ES LA DOBLE DE LA FRECUENCIA SINCRONICA (7200 RPM).
LA VIBRACION, SI ES DE ORIGEN ELECTRICO, DESAPARECE AL DESCONECTAR LA TENSION DE ALIMENTACION.
FUERZAS HIDRAULICAS Y AERODINAMICAS
EN LAS MAQUINAS QUE MANEJAN FLUIDOS COMO AGUA, AIRE O GAS, SE PRODUCEN VIBRACIONES DEBIDO A LA REACCION DE LOS ALABES AL GOLPE DEL FLUIDO. EL ARMONICO SERA A: # DE ALABES * RPM ROTACION. ESTAS VIBRACIONES SON RARAMENTE PERJUDICIALES A MENOS QUE COINCIDAN CON ALGUNA FRECUENCIA NATURAL.
OTROS PROBLEMAS DE VIBRACION ASOCIADOS AL MOVIMIENTO DE LIQUIDOS Y GASES INCLUYEN:
• CAVITACION
• RECIRCULACION DE FLUIDO
• FLUJO TURBULENTO
LAS CARACTERISTICAS DE VIBRACION DE ESTE TIPO DE PROBLEMAS SON MUY SIMILARES Y POR LO GENERAL DE NATURALEZA ALEATORIA.
RESONANCIAS OCURRE CUANDO LA FRECUENCIA EXCITATRIZ COINCIDE CON LA FRECUENCIA NATURAL DE UNA PARTE DEL EQUIPO. SE PUEDEN CORREGIR LOS PROBLEMAS DE RESONANCIA: • REDUCIENDO LA EXCITACIÓN AL MINIMO. • CAMBIANDO LA FRECUENCIA DE LA EXCITACIÓN • CAMBIANDO LA FRECUENCIA NATURAL DE
VIBRACION DEL SISTEMA.
