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