Universidad Gran Mariscal de Ayacucho Facultad de Ingeniería Escuela de Mantenimiento Industrial Cátedra: Evaluación Técnica de Fallas Sede: Barcelona

VIBRACIONES Barcelona, 8 de Noviembre de 2002 INTRODUCCION Se pueden considerar vibraciones como los movimientos oscilatorios de una partícula o cuerpo alrededor de una posición de referencia. El estudio de las vibraciones se refiere a los movimientos oscilatorios de los cuerpos y, a las fuerzas asociadas con ellos. Todos los cuerpos que poseen masa y elasticidad son capaces de vibrar. La mayoría de las máquinas y las estructuras experimentan vibración hasta cierto grado y, su diseño, requiere generalmente consideración de su conducta oscilatoria. Los sistemas oscilatorios pueden clasificarse como lineales o no lineales. Para los sistemas lineales, rige el principio de la superposición y las técnicas matemáticas para su tratamiento están bien desarrolladas. Por el contrario, las técnicas para el análisis de sistemas no lineales son menos conocidas y difíciles de aplicar. Sin embargo, algún conocimiento de sistemas no lineales es deseable puesto que todos los sistemas tienden a volverse no lineales cuando crece la amplitud de la oscilación. Hay dos clases generales de vibraciones, libres y forzadas. La vibración libre es la que ocurre cuando un sistema oscila bajo la acción e fuerzas inherentes al sistema mismo y, cuando las fuerzas externamente aplicadas son inexistentes. El sistema bajo vibración libre vibrará a una o más de sus frecuencias naturales que, son propiedades del sistema dinámico que dependen de su distribución de masa y de rigidez. La vibración que tiene lugar bajo la excitación de fuerzas externas es una vibración forzada. Cuando le excitación es oscilatoria, el sistema es obligado a vibrar a la frecuencia de excitación. Si ésta coincide con una de las frecuencias naturales del sistema, se produce una situación de resonancia y ocurren oscilaciones peligrosamente grandes. La falla de estructuras mayores como puentes, edificios o alas de aviones es una horribles posibilidad, bajo resonancia. Así, el cálculo de las frecuencias naturales es de importancia capital en el estudio de las vibraciones. Todos los sistemas vibratorios están sometidos a cierto grado de amortiguamiento puesto que la energía se disipa por fricción y otras resistencias. Si el amortiguamiento es pequeño, tiene escasa influencia sobre las frecuencias naturales del sistema y, por consiguiente, los cálculos de las frecuencias naturales se hacen 1

generalmente ignorando el amortiguamiento. Por otra parte, el amortiguamiento es de gran importancia como limitador de la amplitud de oscilación en resonancia. El número de coordenadas independientes que se requieren para describir el movimiento de un sistema, es el grado de libertad del sistema. Así, una partícula libre que experimenta un movimiento general en el espacio tiene tres grados de libertad mientras que, un cuerpo rígido tendrá seis grados de libertad, tres componentes de posición y tres ángulos que definen su orientación. Además un cuerpo elástico continuo requerirá un número infinito de coordenadas (tres por cada punto) para describir su movimiento y, por lo tanto tiene infinitos grados de libertad. Sin embargo, en muchos casos puede suponerse que partes de dichos cuerpos son rígidas y el sistema puede considerarse como dinámicamente equivalente a uno con un número finito de grados de libertad. En efecto, un número sorprendente de problemas de vibración pueden ser tratados, con aproximación suficiente, reduciéndolos a un sistema con un grado de libertad. Del movimiento vibratorio armónico existen las relaciones básicas entre los valores de la aceleración, velocidad y desplazamiento. ANÁLISIS ESPECTRAL DE VIBRACIONES EN MÁQUINAS ROTATORIAS El análisis de las vibraciones es análogo al de medidas sonoras. La diferencia más importante estriba en que para la medida del sonido no se requiere, en general, la transformación de la señal eléctrica del transductor. Es decir, el elemento captor, en acústica, suministra una señal eléctrica que es proporcional a la presión sonora. En vibraciones puede ser necesario integrar una o dos veces la señal de aceleración para obtener señales proporcionales a la velocidad o al desplazamiento de la vibración proveniente del captador. Dependiendo de la naturaleza de la medida (aislamiento, fatiga, vigilancia del estado de máquinas, búsqueda de resonancias en sistemas, etc..), y, sobre todo de la zona de frecuencias que se tratan de medir o controlar, se medirán desplazamientos, velocidades o aceleraciones del movimiento en cuestión. Si se requieren medidas de impulsos se puede disponer de detectores de valor eficaz de impulsos. Estos detectores deben integrar la señal en tiempos muy cortos. El medidor empleado en la instrumentación debe ser capaz de alcanzar el valor final del pulso antes de realizar una nueva integración. En vibraciones, el estudio de contenido espectral es muy importante en el caso de las vibraciones mecánicas y proporciona mucha información no explícita en el estudio de la función temporal de la vibración. La utilización de filtros de 1 / 3 de octava (bandas de 23% de la frecuencia central), que en acústica son muy prácticas y normales, no es suficientemente selectiva para la mayor parte de problemas vibratorios, de modo que lo más normal es servirse de filtros de bandas más estrechas. Los filtros de anchura de banda constante, son muy típicos en los análisis de vibraciones. Para el estudio de impulsos y choques el contenido espectral es especialmente rico en información, permitiendo comparar señales temporales de formas muy diversas, así como su acción sobre maquinaria, vehículos, instrumentación, el cuerpo humano, etc. La razón principal para analizar y diagnosticar el estado de una maquina es determinar las medidas necesarias para corregir la condición de vibración y reducir el nivel de las fuerzas vibratorias no deseadas y no necesarias. De manera que, al estudiar los datos, el interés principal deberá ser la identificación de las amplitudes predominantes de la vibración, la determinación de las causas, y la corrección del problema que ellas representan. El siguiente material muestra los diferentes causas de vibración y sus consecuencias, lo cual nos ayudara enormemente para interpretar los datos que podamos obtener , determinado así el tipo de vibración que se presenta y buscar así la debida corrección de las mismas. 2

*Vibración debida a Desbalance El desbalance de la maquinaria es una de las causas más comunes de la vibración. En muchos casos, los datos arrojados por un estado de desbalance indican: • La frecuencia de vibración se manifiesta a 1x las rpm de la pieza desbalanceada. • La amplitud es proporcional a la cantidad de desbalance. • La amplitud de la vibración es normalmente mayor en el sentido de medición radial, horizontal o vertical (en las maquinas con ejes horizontales). • El análisis de fase indica lecturas de fase estables. • La fase se desplazará 90º si se desplaza el captador 90º. Nota: el desbalance de un rotor saliente a menudo tiene como resultado una gran amplitud de la vibración en sentido axial, al mismo tiempo que en sentido radial.

*Vibración debida a falta de alineamiento En la mayoría de los casos los datos derivados de una condición de falta de alineamiento indican lo siguiente: • La frecuencia de vibración es de 1x rpm; también 2x y 3x rpm en los casos de una grave falta de alineamiento. • La amplitud de la vibración es proporcional a la falta de alineamiento. • La amplitud de la vibración puede ser alta también en sentido axial, además de radial. • El análisis de fase muestra lecturas de fase inestables. La falta de alineamiento, aun con acoplamientos flexibles, produce fuerzas tanto radiales como axiales que, a su vez, producen vibraciones radiales y axiales. Nota: Uno de los indicios más importantes de problemas debidos a falta de alineamiento y a ejes torcidos es la presencia de una elevada vibración en ambos sentidos, radial y axial. En general, cada vez que la amplitud de la vibración axial sea mayor que la mitad de la lectura radial más alta, hay un buen motivo de sospechar la existencia de un problema de alineamiento o eje torcido. Los tres tipos básicos de falta de alineamiento en el acoplamiento son: angular, en paralelo y una combinación de ambos. Una falta de alineamiento angular sujeta principalmente los ejes de las maquinas accionadora y accionada a vibración axial igual a la velocidad de rotación (rpm) del eje. La falta de alineamiento en paralelo produce principalmente vibración radial con una frecuencia igual al doble de la velocidad de rotación del eje.

*Vibración debida a Excentricidad La excentricidad es otra de las causas comunes de vibración en la maquinaria rotativa. Excentricidad en este caso no significa "ovalización", sino que la línea central del eje no es la misma que la línea central del rotor − 3

el centro de rotación verdadero difiere de la línea central geométrica. La excentricidad es en realidad una fuente común de desbalances, y se debe a un mayor peso de un lado del centro de rotación que del otro. Una manera de diferenciar entre desbalance y excentricidad en este tipo de motor es medir la vibración con filtro afuera mientras el motor está funcionando bajo corriente. Luego, se desconecta el motor, observando el cambio de la amplitud de vibración. Si la amplitud se reduce gradualmente mientras el motor sigue girando por inercia, es muy probable que el problema sea debido a desbalance; Si, en cambio, la amplitud de vibración desaparece en el momento mismo en que el motor es desconectado, el problema es seguramente de naturaleza eléctrica, y es muy posible que se deba a excentricidad del inducido. La excentricidad en rodetes o rotores de ventiladores, sopladores, bombas y compresores puede también crear fuerzas vibratorias. En esos casos las fuerzas son el resultado de fuerzas aerodinámicas e hidráulicas desiguales que actúan contra el rotor.

*De Elementos Rodantes Defectuosos Defectos en las pistas, en las bolas o en los rodillos de rodamientos de elementos rodantes ocasionan vibración de alta frecuencia; y, lo que es mas, la frecuencia no es necesariamente un múltiplo integral de la velocidad de rotación del eje. La amplitud de la vibración dependerá de la gravedad de la falla del rodamiento. Nota: la vibración generada por el rodamiento normalmente no es transmitida a otros puntos de la máquina. Por lo tanto, el rodamiento defectuoso es generalmente el que se encuentra más cerca del punto donde ocurre el mayor nivel de vibración de este tipo.

*Falla de Rodamientos − Otras causas Los rodamientos no fallan prematuramente a menos que alguna otra fuerza actúe sobre ellos; y tales fuerzas son generalmente las mismas que ocasionan vibración. Causas comunes de fallas en los rodamientos de elementos rodantes: • Carga excesiva • Falta de alineamiento • Defectos de asientos del eje y/o de las perforaciones en el alojamiento • Montaje defectuoso • Ajuste incorrecto • Lubricación inadecuada o incorrecta • Sellado deficiente • Falsa brinelación (Deformación bajo carga) • Corriente eléctrica *Vibración debida a rodamientos de Chumacera defectuosos Elevados niveles de vibración, ocasionados por rodamientos de chumacera defectuosos, son generalmente el resultado de una holgura excesiva (causada por desgaste debido a una acción de barrido o por erosión química), aflojamientos mecánicos (metal blanco suelto en el alojamiento), o problemas de lubricación. 4

• Holgura excesiva de los rodamientos Un rodamiento de chumacera con holgura excesiva hace que un defecto de relativamente menor importancia, tal como un leve desbalance o una pequeña falta de alineamiento, u otra fuente de fuerzas vibratorias, se transformen como resultado de aflojamientos mecánicos o en golpes repetidos (machacado). En tales casos el rodamiento en si no es lo que crea la vibración; pero la amplitud de la misma seria mucho menor si la holgura de los rodamientos fuera correcta. A menudo se puede detectar un rodamiento de chumacera desgastado por "barrido" efectuando una comparación de las amplitudes de vibración horizontal y vertical. Las maquinas que están montadas firmemente sobre una estructura o cimentación rígidas revelaran, en condiciones normales, una amplitud de vibración ligeramente más alta en sentido horizontal. • Torbellino de aceite Este tipo de vibración ocurre solamente en maquinas equipadas con rodamientos de chumacera lubricados a presión, y que funcionan a velocidades relativamente altas − normalmente por encima de la segunda velocidad critica del motor. La vibración debida a torbellinos de aceite a menudo es muy pronunciada, pero se reconoce fácilmente por su frecuencia fuera de lo común. Dicha frecuencia es apenas menor de la mitad de la velocidad de rotación (en rpm) del eje − generalmente en el orden del 46 al 48% de las rpm del eje. El problema de los torbellinos de aceite normalmente se atribuye a diseño incorrecto del rodamiento, desgaste excesivo del rodamiento, un aumento de la presión del lubricante o un cambio de la viscosidad del aceite. Se pueden hacer correcciones temporales modificando la temperatura del aceite (viscosidad), introduciendo un leve desbalance o una falta de alineamiento de manera de aumentar la carga sobre el eje, o rascando y/o ranurando los costados del rodamiento, para desbaratar la "cuña" de lubricante. Desde luego, una solución más duradera es reemplazar el rodamiento con uno que haya sido diseñado correctamente de acuerdo a las condiciones operativas de la maquina, o con uno que esté diseñado para reducir la posibilidad de formación de torbellinos de aceite. Los rodamientos con ranuras axiales usan las ranuras para aumentar la resistencia a la formación de torbellinos de aceite en tres puntos espaciados uniformemente. Este tipo de configuración está limitado a las aplicaciones más pequeñas, tales como turbinas de gas livianas y turbo cargadores. Los rodamientos de chumacera de lóbulos brindan estabilidad contra los torbellinos de aceite al proporcionar tres puntos ce concentración de la película de aceite bajo presión, que sirven para centrar al eje. Los rodamientos de riñón basculante son comúnmente utilizados para las maquinas industriales más grandes, que funcionan a velocidades más altas. Hay dos causas comunes de vibración que pueden inducir un torbellino de aceite en un rodamiento de chumacera: • Vibración proveniente de maquinaria ubicada en las cercanías: Puede ser transmitida al rodamiento de chumacera a través de estructuras rígidas, tales como tuberías y cimentaciones. A este fenómeno se le conoce como Torbellino Inducido por el Exterior. • Vibración ocasionada por otros elementos de las maquina misma: Toda vez que se detecta la vibración característica del torbellino de aceite se deberá realizar una completa investigación de las vibraciones en 5

toda la instalación, incluyendo las fuentes de vibración circunvecina, la estructuras de cimentación y las tuberías relacionadas. Se podrá así quizás descubrir una causa externa de los problemas de torbellino de aceite. • Torbellinos de Histéresis Este tipo de vibración es similar a la vibración ocasionada por el torbellino de aceite, pero ocurre a frecuencias diferentes, cuando el rotor gira entre la primera y la segunda velocidad critica. Un rotor que funcione por encima de la velocidad critica tiende a flexionarse, o asquearse, en sentido opuesto del punto pesado de desbalance. La amortiguación interna debida a histéresis, o sea la amortiguación de fricción, normalmente limita la deflexión a niveles aceptables. Sin embargo, cuando acontece un torbellino por histéresis, las fuerzas amortiguadoras se encuentran en realidad en fase con la deflexión, y por lo tanto, acrecentan la deflexión del motor. Cuando dicho rotor está funcionando por encima de la primera velocidad critica pero por debajo de la segunda, el torbellino por histéresis ocurre a una frecuencia exactamente igual a la primera velocidad critica del rotor. Nota: La frecuencia de formación del torbellino de aceite es levemente menor de la mitad de la velocidad de rotación del rotor. La vibración ocasionada por un torbellino por histéresis tendrá la misma características que las ocasionadas por un torbellino de aceite cuando la maquina funcione a velocidades superiores a la segunda velocidad critica del eje. Es decir, que una severa vibración se producirá a una frecuencia levemente menor que 0.5x las rpm del rotor. El torbellino por histéresis es controlado normalmente por la acción de amortiguación provista por los rodamientos de chumacera en si. Sin embargo, cuando la amortiguación estacionaria es baja en comparación con la amortiguación interna del rotor, es probable que se presenten problemas. La solución usual para este problema es aumentar la amortiguación estacionaria de los rodamientos y de la estructura de soporte de los mismos, lo que puede lograrse instalando un rodamiento de riñón basculante o de algún rodamiento de diseño especial. En algunos casos el problema puede ser solucionado reduciendo la amortiguación dada por el rotor − sencillamente, cambiando un acoplamiento de engranajes con una versión sin fricción; por ejemplo, con un acoplamiento de disco flexible.

*Lubricación Inadecuada Una inadecuada lubricación, incluyendo la falta de lubricación y el uso de lubricantes incorrectos, puede ocasionar problemas de vibración en un rodamiento de chumacera. En semejantes casos la lubricación inadecuada causa excesiva fricción entre el rodamiento estacionario y el eje rotante, y dicha fricción induce vibración en el rodamiento y en las demás piezas relacionadas. Este tipo de vibración se llama "dry whip", o sea látigo seco, y es muy parecido al pasar de un dedo mojado sobre un cristal seco. La frecuencia de la vibración debida al látigo seco generalmente es muy alta y produce el sonido chillón característicos de los rodamientos que están funcionando en seco. No es muy probable que dicha frecuencia sea algún múltiplo integral de las rpm del eje, de manera que no es de esperarse ningún patrón significativo bajo la luz estroboscópica. En este respecto, la vibración ocasionada por el látigo seco es similar a la vibración creada por un rodamiento antifricción en mal estado. Toda vez que se sospeche que un látigo seco sea la causa de la vibración se deberá inspeccionar el lubricante, el sistema de lubricación y la holgura del rodamiento.

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*Vibración debida a Aflojamiento Mecánico

El aflojamiento mecánico y la acción de golpeo (machacado) resultante producen vibración a una frecuencia que a menudo es 2x, y también múltiplos más elevados, de las rpm. La vibración puede ser resultado de pernos de montaje sueltos, de holgura excesiva en los rodamientos, o de fisuras en la estructura o en el pedestal de soporte. La vibración característica de un aflojamiento mecánico es generada por alguna otra fuerza de excitación, como un desbalance o una falta de alineamiento. Sin embargo, el aflojamiento mecánico empeora la situación, transformando cantidades relativamente pequeñas de desbalance o falta de alineamiento en amplitudes de vibración excesivamente altas. Corresponde por lo tanto decir que el aflojamiento mecánico permite que se den mayores vibraciones de las que ocurrirían de por sí, derivadas de otros problemas. Nota: Un aflojamiento mecánico excesivo es muy probable que sea la causa primaria de los problemas cuando la amplitud de la vibración 2x las rpm es más de la mitad de la amplitud a la velocidad de rotación, 1x las rpm.

*Vibración debida a las Bandas de Accionamiento Las bandas de accionamiento del tipo en "V" gozan de mucha popularidad para la transmisión del movimiento puesto que tienen una alta capacidad de absorción de golpes, choques y vibraciones. Los problemas de vibración asociados con las bandas en "V" son clasificados generalmente por: • Reacción de la banda a otras fuerzas, originadas por el equipo presente, que causan alteraciones. • Vibraciones creadas por problemas de la banda en sí. Las bandas en "V" son consideradas a menudo como fuente de vibración porque es tan fácil ver las bandas que saltan y se sacuden entre poleas. Por lo general, el reemplazo de las bandas es a menudo una de las primeras tentativas de corrección de los problemas de vibración. Sin embrago es muy posible que la banda esté sencillamente reaccionando a otras fuerzas presentes en la maquina. En tales casos las banda es solamente un indicador de que hay problemas de vibración y no representan la causa misma. La frecuencia de vibración de las bandas es el factor clave en la determinación de la naturaleza del problema. Si la banda está sencillamente reaccionando a otras fuerza de alteración, tales como desbalance o excentricidad en las poleas, la frecuencia de vibración de la banda será muy probablemente igual a la frecuencia alterante. Esto significa que la pieza de la maquina que realmente está causando el problema aparecerá estacionaria bajo la luz estroboscópica del analizador. Nota: Si es defecto de la banda la frecuencia de vibración será un múltipla integral −1,2,3 ó 4 − de las rpm de la banda. El múltiplo verificado dependerá de la naturaleza del problema y de la cantidad de poleas, sea de accionamiento como locas, presentes en el sistema. Es fácil determinar las rpm de una banda de la siguiente manera: Rpm de la banda = (3.14 x diám. de la polea x rpm de la polea)/ longitud de la banda.

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*Vibración debida a Problemas de Engranaje La vibración que resulta de problemas de engranaje es de fácil identificación porque normalmente ocurre a una frecuencia igual a la frecuencia de engrane de los engranajes − es decir, la cantidad de dientes del engranaje multiplicada por las rpm del engranaje que falla. Problemas comunes de los engranajes, que tienen como resultado vibración a la frecuencia de engrane, comprenden el desgaste excesivo de los dientes, inexactitud de los dientes, fallas de lubricación y materias extrañas atrapadas entre los dientes. No todos los problemas de engranajes generan frecuencias de vibración iguales a las frecuencias de engrane. Si un engranaje tiene un solo diente roto o deformado, por ejemplo, el resultado puede ser una frecuencia de vibración de 1x las rpm. Mirando la forma de onda de esa vibración en un osciloscopio conectado con un analizador, la presencia de señales de impulso permitirá distinguir entre este problema y las demás averías que también generan frecuencias de vibración de 1x las rpm. Desde luego, si hay más de un diente deformado, la frecuencia de vibración es multiplicada por una cantidad correspondiente. La amplitud y frecuencia de vibración debida a los engranajes pueden también parecer erráticas a veces. Dicho tipo de vibración errática ocurre normalmente cuando un conjunto de engranajes está funcionando en condiciones de carga muy liviana. En tales condiciones la carga puede desplazarse repetidamente de un engranaje a otro de modo irregular. Nota: Los problemas de rodamientos son predominantes en el punto de falla de los mismos, mientras que los problemas de engranajes pueden ser detectados en dos o más puntos de la maquina.

*Vibración debida a Fallas Eléctricas Esté tipo de vibración es normalmente el resultado de fuerzas magnéticas desiguales que actúan sobre el rotor o sobre el estator. Dichas fuerzas desiguales pueden ser debidas a: • Rotor que no es redondo • Chumaceras del inducido que son excéntricas • Falta de alineamiento entre el rotor y el estator; entrehierro no uniforme • Perforación elíptica del estator • Devanados abiertos o en corto circuito • Hierro del rotor en corto circuito En líneas generales, la frecuencia de vibración resultante de los problemas de índole eléctrica será 1x las rpm, y por tanto se parecerá a desbalance. Una manera sencilla de hacer la prueba para verificar la presencia eventual de vibración eléctrica es observar el cambio de la amplitud de la vibración total (filtro fuera) en el instante en el cual se desconecta la corriente de esa unidad. Si la vibración desaparece en el mismo instante en que se desconecta la corriente, el problema con toda posibilidad será eléctrico. Si solo decrece gradualmente, el problema será de naturaleza mecánica. Las vibraciones ocasionadas por los problemas eléctricos responden generalmente a la cantidad de carga colocada en el motor. A medida que se modifica la carga, la amplitud y/o las lecturas de fase pueden indicar cambios significativos. Esto explica por qué los motores eléctricos que han sido probados y balanceados en condiciones sin carga muestran cambios drásticos de los niveles de vibración cuando vuelven a ser puestos en 8

servicio. MAQUINAS O EQUIPOS COMO FUENTES DE VIBRACIONES Las medidas para atenuar el nivel de vibraciones en la fuente están orientadas a reducir la aceleración de las oscilaciones, mediante la disminución de las fuerzas excitatorias. De este modo, es fundamental que en la etapa de adquisición de máquinas y herramientas se elijan equipos cuya potencia no esté sobredimensionada para las labores que se requieren efectuar. El empresario forestal o los trabajadores deben solicitar antecedentes a los fabricantes y proveedores, respecto de la intensidad de las vibraciones generada por los equipos. En el mercado nacional esta información se especifica en algunos catálogos de motosierras. En forma complementaria, es fundamental realizar una manutención preventiva, que evite el sobre uso de piezas y elimine el juego y el desbalance entre los componentes mecánicos. Las alternativas de control de vibraciones dependen del tipo de fuente. En el sector agropecuario, éstas son básicamente máquinas y herramientas manuales con motor (motosierras, motocultivadores o desmalezadoras manuales, por ejemplo). Las alternativas tecnológicas han estado dirigidas a incorporar y mantener sistemas de suspensión entre el mango y el cuerpo de las herramientas. Respecto de las motosierras, las marcas y modelos que se ofrecen en el mercado disponen de sistemas antivibratorios. Sin embargo, los estudios que se vienen realizando indican que muchos modelos de motosierras presentaron niveles de vibración sobre lo permitido, para una jornada de 4 a 8 horas. De este modo es necesario reducir los tiempos de exposición incorporando cambios en la organización del trabajo o seleccionar motosierras de menor potencia. Para los trabajadores, consisten básicamente en la reducción de los tiempos de exposición. Se pueden incorporar pausas a través de la jornada o rotar tareas con y sin exposición a vibraciones. Otro tema relevante en la prevención es la capacitación de los operarios, orientarse a identificar los riesgos asociados a la exposición de vibraciones y que en el proceso de toma de decisiones, incorporen criterios preventivos. Por ejemplo, deben ser capaces de emplear la motosierra en posturas de trabajo que generen menor sobrecarga al sistema músculo−esquelético. Este aspecto es importante, porque las vibraciones generan fatiga muscular localizada. Si se consideran tareas de volteo y trozado, los motosierristas deben emplear técnicas de trabajo en las que se utilicen los muslos como puntos de apoyo para el antebrazo. De este modo, se reduce el esfuerzo de sujeción que realizan los brazos y se mitiga la generación de fatiga localizada. DEFINA ANÁLISIS ESPECTRAL Y GRAFIQUE UN EJEMPLO DEL MISMO, RELACIONADO CON UN CONJUNTO BOMBA CENTRÍFUGA−MOTOR El análisis espectral de las vibraciones es la técnica más usada hoy en día por los analizadores de vibración comerciales. En esta técnica cada componente espectral se asocia a una fuerza dinámica que la genera, sea inherente al funcionamiento de ella o proveniente de una falla. Este análisis es adecuado por lo tanto a vibraciones estacionarias. Cuando es aplicado a vibraciones provenientes de máquinas que trabajan a velocidad y carga variable, las componentes espectrales se dispersan en el espectro haciendo imposible su análisis. Se requiere usar entonces otras técnicas de análisis, tales como las transformadas tiempo−frecuencia o el análisis de órdenes. El diagnóstico correcto de los fallos mecánicos en maquinaria rotativa depende de tener una información completa acerca de los datos espectrales de vibración. Como las máquinas en general tienen tres grados de libertad en el movimiento lateral, la lógica sugiere que los datos de vibración en tres ejes darán más información, si se pueden analizar adecuadamente. El propósito de este artículo es demostrar la capacidad de 9

diagnóstico mejorada proporcionada por la toma de datos triaxiales, comparada con los datos radiales en un eje junto con algún dato axial. Este artículo también sugiere que no hay un coste o esfuerzo añadido importante en tomar, procesar y evaluar datos triaxiales. Los tres ejes ortogonales se designan axial, radial y tangencial. Tal y como indica el término, axial es la dirección en línea o paralela al eje de rotación. Radial y tangencial son dos ejes perpendiculares en el plano de rotación. Generalmente, la dirección radial es la vertical para una máquina horizontal, mientras que tangencial es la horizontal perpendicular al eje. Para una máquina vertical, radial y tangencial son dos ejes horizontales tales que el radial es perpendicular al centro del eje y el tangencial, como su nombre indica, perpendicular al radial. Para la toma de datos se utiliza un sensor triaxial, que incorpora tres acelerómetros en un montaje de aluminio. Este montaje cuenta con un tornillo pasante para facilitar su colocación, y con una muesca para asegurar la orientación. En las localizaciones de medida seleccionadas en la máquina, se colocan mediante adhesivos unos tacos de bronce, a los cuales se atornillará el acelerómetro. Las localizaciones seleccionadas son los alojamientos de los rodamientos, o partes rígidas de la estructura que estén cerca de los rodamientos, y que tengan una ruta directa de transmisión de vibración. La decisión de tomar una localización o dos depende normalmente del tamaño de la máquina. La calidad de los datos y el rango de frecuencias de las medidas así tomadas son comparables a los de los transductores instalados permanentemente. A veces la colocación del sensor sobre un taco de bronce en uno de los extremos de la máquina hace que este pueda ser más sensible a vibraciones torsionales producidas en la máquina. Este efecto se puede apreciar en motores eléctricos, debido a que siempre se va a producir vibración torsional a la frecuencia de paso de barras del rotor y a la frecuencia de ranuras del estator. Sin embargo, este efecto en la mayor parte de los casos no es importante, y de hecho puede ser una ayuda al analista a la hora de detectar problemas en el motor. Hay que tener en cuenta que un programa de mantenimiento predictivo por análisis de vibraciones se basa en la posibilidad de establecer tendencias. Por tanto, la característica más importante de las medidas es que sean repetible, mucho más que una exactitud absoluta en los valores absolutos. La herramienta para diagnosticar problemas en maquinaria son los cambios en las firmas vibratorias de las máquinas. La toma de datos se realiza usando un colector de datos portátil digital multicanal, con un lector infrarrojo de códigos de barras y un cable al final del cual está el acelerómetro triaxial. La toma de datos comienza al leer el código de barras (usado para eliminar el error del operario) con el lector de infrarrojos en la primera localización del transductor. El instrumento entonces toma los datos de vibración simultáneamente en los tres ejes. En aproximadamente 20 segundos, se toman dos rangos de frecuencia, y se transforman en espectros de 800 líneas para los tres ejes. Suponiendo que se tarden 26 segundos en destornillar el sensor de un taco, atornillarlo en el siguiente y volver a pasar el código de barras, una máquina con cuatro localizaciones accesibles puede ser medida en unos tres minutos. Después de tomar los datos, los espectros se descargan en un PC. El procesado de datos incluye la normalización del espectro en órdenes (cambiando la escala de frecuencias para mostrar múltiplos de la velocidad de giro de la máquina), el filtrado del espectro para obtener los picos significativos, y la realización de un diagnóstico automático para determinar los fallos específicos de la máquina y su gravedad. Usando los tres ejes de datos por localización, todos los datos de una máquina típica pueden ser procesados en menos de 30 segundos, dependiendo del número de puntos de medida. Sin embargo, la filosofía de usar datos triaxiales es independiente del software, y puede ser usada con cualquier método de diagnostico de fallos. *Vibración a la velocidad de giro Aunque el software puede utilizar desplazamiento, velocidad o aceleración de vibración en cualquier unidad de medida, generalmente se mide la velocidad de vibración de la máquina en Vdb (decibelios de velocidad), que es una escala logarítmica con una referencia de 0 Vdb = 10−8 metros por segundo RMS. Para tener perspectiva, una diferencia de 6 VdB es linealmente un factor de 2, y 20 Vdb es linealmente un factor de 10. Un valor de 125 VdB son 17,8 mm/seg RMS, mientras que uno de 105 Vdb son 1,78 mm/seg RMS. Las 10

amplitudes espectrales de vibración se comparan con datos promedios de referencia almacenados para un tipo de máquina específico. Los niveles usados son la media más una desviación típica estadísticamente calculados para cada pico espectral de datos de medidas anteriores en ese tipo de máquina. Cuando se hace referencia a la relación de una amplitud con el promedio, se entiende que es al promedio más sigma. Las gravedades de los fallos se designan como "ligera", "moderada", "seria" y "extrema". El software de análisis computa la severidad basándose en el margen por el que las amplitudes de la medida y las excesos sobre la media se comparan con los valores umbrales para cada fallo específico. Esta información se facilita como una explicación breve de los números presentados en la Tabla 1, que son amplitudes de vibración, en VdB, y excesos del promedio más sigma (también en VdB), a la velocidad de giro del eje. La vibración a la velocidad de giro del eje (1X) es a menudo simple de comprender y detectar en una firma espectral. Sin embargo, la variedad de diagnósticos de fallos mecánicos que pueden ser indicados por un nivel anormalmente alto de la vibración a 1X pueden hacer que sea difícil determinar cual es el problema real. Por ejemplo, considérese un motor acoplado a una bomba centrífuga. Una vibración excesiva a 1X puede indicar desequilibrio del motor, desequilibrio de la bomba, desalineación angular, flexibilidad horizontal de la cimentación, problemas de juego radial o axial en el cojinete o un daño en los alabes del ventilador de refrigeración del motor. Por tanto, la experiencia indica que tomar datos triaxiales tanto en el motor como en la bomba es esencial para diagnosticar y diferenciar estos fallos. Los ejemplos del 1 al 7 son máquinas acopladas directamente con una localización de medida en el motor y otra en la bomba. Los ejemplos del 1 al 3 son verticales, y los ejemplos del 4 al 7 son horizontales. Los ejemplos 8 y 9 son bombas con acoplamiento compacto (rodamiento, motor, rodamiento, impulsor de la bomba en voladizo) con una sola localización de medida. 1er Ejemplo Esta configuración es una bomba vertical conducida por un motor, con una posición de medida en el rodamiento superior del motor y otra en el rodamiento superior de la bomba. Se puede generalizar que, siendo todo lo demás igual, los niveles de vibración horizontales a 1X suelen ser aproximadamente dos veces mayores (6 VdB) en el motor que en la bomba, debido al efecto del voladizo. Esta relación debería verse en los datos promediados. Otra consideración física para una máquina vertical es que el desequilibrio de cualquier rotor hará que toda la unidad se mueva. Este movimiento puede causar que la vibración a 1X axial sea anormalmente alta siempre que las amplitudes axiales y que el exceso sobre el promedio sean menores que las radiales y tangenciales. Una tercera consideración es que las bombas verticales normalmente están estructuradas con una cara del acoplamiento y del rodamiento superior de la bomba expuestos, por lo que el eje de flexibilidad del apoyo estructural permite que la unidad vibre en esa dirección, mientras que el eje perpendicular es mucho más rígido, y solo permite vibración más localizada. Teniendo en cuenta esos factores físicos, se pueden examinar los datos del ejemplo 1 en la tabla 1. Asumiendo que solo tenemos datos axiales y radiales en ambos extremos, el diagnóstico podría ser desalineación angular, ya que el 1X axial es anormalmente alto tanto en el motor como en la bomba. También podría ser desequilibrio del motor o desequilibrio de la bomba, ya que el 1X radial es anormalmente alto en los dos extremos, y el radial es mayor que el axial. La vibración axial podría entonces estar causada por un efecto de balanceo. Si solo se tienen datos axiales y tangenciales en ambos lados, la evidencia apunta a un desequilibrio del motor, ya que el 1X radial en la bomba es bastante bajo. Con los tres ejes, se ve claro que los niveles a 1X en radial y tangencial son dominantes sobre los axiales tanto en amplitud absoluta como en relativa al promedio...por lo que se indica desequilibrio del motor. Los niveles a 1X en la bomba pueden explicarse por la rigidez estructural horizontal mencionada anteriormente. El eje radial en este caso es la dirección de flexibilidad estructura, por lo que la bomba esta siendo "sacudida" por el desequilibrio del motor. Por otra parte, el eje tangencial es el de alta rigidez estructural, y por tanto la vibración debido al desequilibrio del motor no se transmite a la bomba. 2do Ejemplo

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Usando la lógica como en el ejemplo 1, y considerando los mismos factores físicos para una bomba vertical conducida por un motor, es evidente que los datos indican bien un desequilibrio del motor, o un desequilibrio de la bomba. Los niveles radial y tangencial a 1X son mucho mayores que los axiales en amplitud absoluta, y relativa al promedio en el motor y en la bomba. ¿Qué componente es más probablemente el averiado? Las amplitudes a 1X radial y tangencial son mayores en el motor, pero hay que recordar que es una máquina vertical. Las amplitudes en el motor son solo 2 y 4 VdB mayores que las de la bomba, mucho menos que un factor de dos. Además los excesos del promedio en los ejes tangencial y axial son 7 y 1 VdB mayores en la bomba. El software de diagnóstico concluye que es desequilibrio debido a los niveles axiales relativamente bajos, y concluye que es en la bomba debido a los excesos radiales y tangenciales a 1X que, tomados juntos, son significativamente mayores en la bomba que en el motor. 3er Ejemplo Supongamos que solo tenemos medidas axiales y radiales en ambos extremos. Se puede concluir entonces que hay una desalineación angular, un desequilibrio del motor o un desequilibrio de la bomba. Lo último podría deducirse porque ésta es una máquina vertical, y el movimiento de balanceo de toda la unidad puede causar que la vibración a 1X en axial sea anormalmente alta, siempre que las amplitudes axiales y los excesos sobre el promedio sean menores que las radiales. Supongamos que solo se tienen medidas axiales y tangenciales en ambos lados. Se ve vibración anormalmente alta a 1X en ambos lados, sugiriendo desalineación, aunque se pierde que la amplitud radial es 17 Vdb (un factor de 7) mayor que la axial. Si se tienen los tres ejes el cuadro está claro. El software de diagnóstico nota, como lo haría el analista humano, que los niveles de vibración axial a 1X son anormalmente altos a ambos lados de la máquina, y que la amplitud axial es mayor que la amplitud radial o tangencial en ambos lados. Esta información por si sola es suficiente para diagnosticar desalineación angular. Los diagnósticos de desequilibrio del motor o de la bomba requerirían que ambas amplitudes a 1X, radial y tangencial, fueran mayores que la axial en alguno de los lado de la máquina. Como esta es una bomba vertical, es estructuralmente mucho menos rígida en una dirección horizontal que en la otra, y la desalineación angular causará a menudo que la estructura de la máquina responda "oscilando" fuertemente en la dirección menos rígida. Así ese ve que los niveles de vibración radial a 1X (siendo en este caso radial la dirección flexible estructuralmente) no son solo anormalmente altos, sino que dominan el espectro. El software de análisis requiere que la vibración a 1X cumpla las reglas apropiadas para validar el diagnóstico de desalineación angular. Usa los niveles a 1X radial y tangencial para apoyar la evidencia, por lo que esos picos se incluyen en el informe de diagnóstico, y más importante, se añaden al cálculo de la gravedad del fallo. En este caso, el incluir los niveles radiales aumenta la gravedad de moderada a seria. 4to Ejemplo Supongamos que solo se tienen medidas axiales y radiales en ambos lados. No hay ningún fallo mecánico indicado, ya que todos los niveles a 1X están por debajo del promedio. Supongamos que solo tenemos medidas axiales y tangenciales en ambos lados. Uno puede asumir fácilmente que hay un grado moderado, bien de desequilibrio del motor, o bien de la bomba. De hecho, los datos mostrados en la Tabla 1 indican flexibilidad transversal de la cimentación. El software de diagnóstico examina las diferencias en amplitud y desviación de la media entre radial y tangencial. Aunque es a menudo normal que una máquina horizontal tenga la vibración tangencial bastante mayor en amplitud que la radial, este hecho sería evidente también en los datos promediados. Así, el hecho de que los niveles tangenciales en ambos lados de la unidad sean 21 y 28 VdB mayores en amplitud, y 16 y 18 VdB mayores en relación a la media que los valores radiales, es una evidencia directa de la flexibilidad de la cimentación. La cimentación está probablemente corroída, tiene una soldadura agrietada, o alguno de los pernos flojos. 5to Ejemplo Para esta máquina horizontal, parece que la desalineación y el desequilibrio del motor están indicados simultáneamente. Lo primero se indica porque el 1X axial es anormalmente alto en ambos extremos de la 12

unidad, la amplitud es mayor que la radial y la tangencial en la bomba, e igual a la radial en el motor. Lo segundo se indica porque el 1X radial y tangencial en el motor son 26 y 22 VdB (un factor de 20) mayor que la media más sigma, y la amplitud tangencial es mucho mayor que la axial, mientras que la amplitud radial es al menos igual que la axial. Son las amplitudes iguales del axial y el tangencial en el motor las que forman la frontera en la base de reglas del software de diagnóstico. En este caso, ambos diagnósticos se producirían automáticamente. De hecho, o estos fallos existen independientemente, o el eje del motor está doblado. Un eje doblado produciría indicaciones de desequilibrio del motor y de desalineación angular. Obviamente, se podrían continuar las pruebas midiendo los ángulos de fase de la vibración a 1A en cada eje, midiendo la excentricidad del eje, y comprobando la alineación en el acoplamiento. 6to Ejemplo Los niveles altos a 1X en radial y tangencial, ambos de 120 Vdb, son claramente excesivos y predominan sobre el axial, indicando desequilibrio del motor. El nivel tangencial a 1X en la bomba es también muy alto, tanto en amplitud como en exceso sobre el promedio, pero el nivel radial es bastante bajo. Del mismo modo que la máquina horizontal en el ejemplo 4, el lado de la bomba muestra evidencias de flexibilidad del montaje transversal de la bomba. En este caso la vibración causada por el desequilibrio del motor está excitando la flexibilidad en el lado de la bomba, indicando este fallo independiente. Sin datos triaxiales, estos dos diagnósticos independientes no podrían haberse evaluado. 7mo Ejemplo Este caso es similar al ejemplo 4, solo que más serio, ya que la vibración a 1X en tangencial es predominante. Teniendo ambos datos, en radial y tangencial, permite comparar los datos radiales a 1X en ambos lados de la unidad. Esto indica que mientras que la flexibilidad transversal de la cimentación es claramente el problema, hay un desequilibrio subyacente de la bomba que está forzando la debilidad estructural inherente para que responda más fuertemente. Esta conclusión no podría sacarse sin datos de los tres ejes. 8vo Ejemplo Para bombas con acoplamientos compactos, se puede decir generalmente que niveles altos a 1X en tangencial y radial, y la medida axial relativamente baja indican desequilibrio del motor, ya que el rotor del motor esta sujeto en los dos lados por rodamientos. El desequilibrio del rotor de la bomba en voladizo, por otra parte, esta indicado por un componente axial significativo a 1X, además de medidas en radial y tangencial anormalmente altas a 1X. En este caso, los niveles radial y tangencial a 1X son mucho mayores que el axial en términos absolutos y relativos a la media. Por tanto, el diagnóstico es desequilibrio del motor. 9no Ejemplo Compárese con el ejemplo 8. En este caso los niveles axial y tangencial a 1X son mucho mayores que el radial en términos absolutos y relativos al promedio. Así, esto indica desequilibrio de la bomba, ya que el rotor de la bomba estaba físicamente balanceándose en el eje. También hay que considerar que no se puede generalizar para todas las máquinas con esta configuración que los ejes radial y axial sean de la máxima importancia, y que el tangencial se puede ignorar. Hay documentados muchos otros casos en los cuales el desequilibrio del ventilador o de la bomba se indica por vibración fuerte axial y tangencial a 1X (o a veces en los tres ejes). Otros diagnósticos Ya que los diagnósticos usando la vibración a 1X incluyen una porción importante del universo de fallos mecánicos indicados por los datos de vibración espectrales, hay suficiente justificación para tomar datos triaxiales. Sin embargo, otros diagnósticos como holguras, desgaste de rodamientos de bolas, problemas de engranajes, desgastes internos de bombas, etc,... necesitan ser tenidos en cuenta. La experiencia demuestra 13

que tener datos en los tres ejes no es necesario en muchos casos para determinar si el defecto está presente, pero sí para determinar la gravedad del fallo. BIBLIOGRAFÍA 1) R. F. STEIDEL JR, Introducción al estudio de las vibraciones mecánicas, Editorial Continental, México 1991. 2) THOMPSON, WILLIAM T., Teoría de vibraciones, Editorial Prentice Hall, Colombia 1982.

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