Source: https://www.scribd.com/document/161825338/Analisis-de-Vibraciones-16-Casos-1
Timestamp: 2018-03-18 14:34:45+00:00

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Diagnóstico de Fallas en Máquinas mediante Análisis de Vibraciones 16 CASOS DE ESTUDIO por: REPÚBLICA BOLIVARIANA DE VENEZUELA LA UNIVERSIDAD DEL ZULIA FACULTAD DE INGENIERÍA SCUELA DE MECÁNICA DEPARTAMENTO DE DISEÑO Y CONSTRUCCIONES MECÁNICAS CÁTEDRA DE DINÁMICA DE MAQUINAS
Dentro de las técnicas del mantenimiento basado en condición, el análisis de vibraciones ha demostrado ser una de las mas efectivas para detectar y diagnosticar fallas en máquinas. A lo largo de los últimos años se han publicado diversos textos donde se fundamentan sus principios desde el punto de vista teórico, para complementar los cursos de formación y adiestramiento profesional. Es por esta razón que surge la presente guía de aplicaciones prácticas, donde se complementan las bases teóricas con casos de estudio reales, que ilustran de manera sencilla los métodos y técnicas aplicados. Además, de explicarse de manera detallada las técnicas de medición, análisis y diagnósticos de fallas en máquinas a través del estudio de sus vibraciones mecánicas, se presentan algunas técnicas para la corrección de problemas, como por ejemplo el desbalance y la desalineación. Cada caso de estudio seleccionado, se presta para explicar alguno de los tópicos principales del análisis de vibraciones y aplicar las ecuaciones teóricas fundamentales; además en cada uno de ellos se detallan las características de funcionamiento de la máquina estudiada, los puntos de medición de vibraciones, los sensores e instrumentos utilizados; y se hace un diagnóstico final del posible problema encontrado y su solución. Para facilitar ciertos cálculos y procedimientos explicados, se ha incluido un CD con varios programas computacionales desarrollados por el autor. Prólogo
Índice Prólogo Caso de Estudio e Calor 01 Caso de Estudio Caso de Estudio 11 Caso de Estudio Caso de Estudio s Defectuoso 19 Caso de Estudio Caso de Estudio Caso de Estudio Caso de Estudio tal 36 Caso de Estudio Caso de Estudio Caso de Estudio Caso de Estudio Caso de Estudio to 56 Caso de Estudio Caso de Estudio Nomenclatura Bibliografía 01: Desbalance en el Rotor del Ventilador de un Intercambiador d 02: Resonancia en Base de Montaje de Soplador 07 03: Desalineación entre Motor y Bomba a través de un Acople Flexible 04: Problema Eléctrico Causado por Falla en Barras del Rotor 15 05: Vibraciones Producidas por Un Cojinete con Elementos Rodante 06: 07: 08: 09: 10: 11: 12: 13: 14: Importancia de la Resolución del Espectro de Frecuencias 25 Vibraciones Producidas por un Engranaje Dañado 28 Problemas Vibratorios en Transmisión por Correas 32 Altos Niveles de Vibración Filtrada a 1X en Ventilador Horizon Altos Niveles de Vibración 1X en Bomba Centrífuga 40 Balanceo Dinámico del Compresor Axial de una Turbina a Gas 46 Modulación de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas Centrífugas 51 Aflojamiento Mecánico en Bomba Centrífuga 54 Incremento de los Niveles de Vibración por Defecto en Rodamien
15: Altos Niveles de Vibración Global en Bomba Centrífuga 58 16: Defecto en Aro Externo de Rodamiento en Banco de Pruebas 60
al que se le miden periódicamente los niveles de vibración globales y filtrados a 1X y 2X. se utilizó un sensor de velocidad de vibración montado sobre una base magnética. con la cual se obtuvo un valor de 590 RPM. la cual se acopló directamente a la carcasa de la transmisión del ventilador. es el de detectar y corregir problemas de desbalance en rotores mediante la medición de vibraciones de un canal. Figura 1. Los espectros de frecuencias de vibración que se analizan. El punto de medición que se analiza corresponde a la medición radial superior en la caja reductora (TAY) tal y como se muestra en la figura 1. Para determinar la velocidad de rotación del rotor se utilizó una lámpara estroboscópica digital.2. corresponden a anchos de bandas bajos entre 0 y 4 200 RPM (0 a 70 Hz) . La máquina estudiada es un ventilador. En vista de que se sospechaba de desbalance. con mediciones de velocidad.Caso de Estudio 01 Desbalance en el Rotor del Ventilador de un Intercambiador de Calor El objetivo del presente caso.1 Montaje del Sensor de Velocidad Figura 1. ya que se desea apreciar claramente el efecto del desbalance de tal manera de no tomar en cuenta las altas frecuencias de vibración. El presente análisis se realizó luego de presentarse altos niveles de vibración globales y a 1X en esta máquina.2 Diagrama de puntos de medición .
3 Espectro de Frecuencias en el punto TAY Figura 1. ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L Figura 1. el valor obtenido coincide con la velocidad de giro del rotor del ventilador. se aprecia una componente a 590 RPM (9. y obtener un Periodo promedio: Como se puede apreciar. utilizando los mismos equipos de medición. será resolver el problema del desbalance. lo que indica posiblemente que existe un desbalance severo en el rotor.3. El siguiente paso en este caso. En la figura 1. Para hacerlo mas exacto.4 Señal en el dominio del tiempo punto TAY .4 se muestra la gráfica de la señal en el dominio del tiempo para el mismo punto anterior. en esta se aprecia una señal de forma bastante sinusoidal con un frecuencia que se puede calcular obteniendo el Periodo (T) entre picos de la onda.En el espectro de frecuencias de la figura 1. resultando en valores de vibración a 1X muy bajos.84 Hz) que corresponde a la frecuencia de vibración de 1X del ventilador. lo que corrobora de cierta manera el diagnóstico del desbalance. en este caso 5. Se realizó una medición de vibración en la dirección axial al rotor del ventilador. Este valor es bastante elevado (15.1 mm/s). se pueden tomar varios ciclos. y algún método que permita balancear el ventilador en el menor número de arranques posible.
: Angulo de Fase O: magnitud de la Vibración Original P1. Dibujando el diagrama con las amplitudes de las cuatro corridas se obtiene gráficamente el vector de balanceo. Wc: Peso de Corrección Wp: Peso de Prueba . 5 (240°) y midiendo los valores de vibración.5. 1 15.40 240° 5 Figura 1. P2 y P3: magnitudes de Vibración en cada corrida Tabla 1.20 120° 3 4 12. El peso de prueba a colocar se obtuvo de la ecuación 1. se decidió balancearlo en sitio a la velocidad de operación y utilizando la misma instrumentación y el método de cuatro corridas. y repitiéndose el procedimiento colocando el peso de prueba en el aspa No. al radio de balanceo seleccionado en el aspa denotada como No.Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un plano. Vibración (mm/s) Posición Peso Prueba Aspa No.1: El procedimiento se inició colocando un peso de prueba de 50 grs. como se muestra en la figura 1.1. 3 (120°) y No. Analíticamente se puede resolver con las siguientes ecuaciones: con donde.40 0° 1 3 15. midiéndose el valor de vibración.1 Tabla de Datos de Balanceo Corrida No.5 Diagrama para balanceo con el método de las 4 corridas . que resultaron en los mostrados en la tabla 1.10 2 18. 1 (0°) de las seis con las que cuenta el ventilador.
2 grs.7 Masas de corrección resultantes . Este peso se puede dividir entre las aspas 4 y 5.Analítica o gráficamente se puede obtener el vector de corrección en magnitud y ángulo. se obtiene una masa de 142.3. Resolviendo con las ecuaciones 1.60°.75 grs @ 204.6 División de las masa en dos partes W4 y W5 Figura 1. Figura 1.7).6. en el aspa 4 y 102. queda: En este caso el peso de corrección resulta de 212. Para este caso se deben colocar los pesos de corrección de la siguiente forma: Resolviendo las ecuaciones con los valores angulares mostrados en la figura 1. con una relación trigonométrica que permita obtener los valores del peso de corrección a colocar en cada aspa. en el aspa 5 (figura 1.3 grs.2 y 1.
En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1P4C. lo que coincide con los cálculos y gráficas anteriores. tal y como se muestra en la figura 1. Es importante aclarar que este programa solo funcionará para posiciones angulares de los pesos de prueba de 120° entre sí. Una vez introducidos estos datos. se debe colocar al mismo radio en el que fue colocado el peso de prueba.exe.75 grs @ 204. se puede especificar en la sección 3 Cálculo del Angulo y Peso de Corrección el valor del peso de prueba utilizado y oprimir el botón de <Calcular>. En la sección 2 de Introducción de Datos de las 4 Corridas se deben incluir los valores de la magnitud de la vibración medidos en las 4 pruebas con las posiciones angulares descritas.9 Ventana de Cálculos del Peso de Corrección .8 Ventana de Introducción de datos Figura 1.8. los resultados del valor del peso de corrección en gramos y de su ángulo de colocación en grados. se puede utilizar el programa BAL-1P/4C suministrado.Para la realización de los cálculos de balanceo en un plano anteriores. Figura 1. el peso resultó de 212.9. El peso de corrección calculado. Para el caso de estudio. aparecen en las casillas mostradas en la figura 1.60°. de lo contrario se debe recalcular el valor del peso de corrección con el nuevo radio.
11 se muestra el espectro de frecuencias de vibración del ventilador después de colocar los pesos de corrección. manteniendo la escala de amplitudes con la finalidad de compararla con el espectro de la figura 1.2 gr en este caso. En la figura 1.exe. se puede utilizar el programa SEPWC. 180° y 240° para las nuevas ubicaciones angulares de los dos pesos de corrección.3 grs y 102. Como primer paso se debe introducir el valor de la masa de corrección original y su ubicación angular. en el archivo SepWc.75 grs @ 204. como se muestra en la figura 1. Al oprimir el botón de <Calcular> aparecen los resultados de los dos valores de las nuevas masas a colocar en cada unas de estas posiciones angulares: 142.6° para la masa original. El siguiente paso es colocar estas masas en el ventilador y ponerlo en operación. y luego las posiciones angulares en las cuales se desean colocar las nuevas dos masas de corrección. en este caso 212.Figura 1.10. suministrado en el CD.10 Ventana del programa SEPWC ESP-VV01-TAY VEBM2P 250HZ-1600L .11 Espectro de frecuencias en el punto TAY Para realizar el cálculo de separación de masas en dos ubicaciones angulares.3. Figura 1. midiendo los nuevos valores de vibración y verificando que estén dentro de los niveles tolerables para esta máquina.
es el de conocer la respuesta vibratoria de un sistema que ha sido excitado a una frecuencia de vibración muy cercana o igual a una de sus frecuencias naturales. que se podían apreciar a simple vista. como su frecuencia natural y coeficiente de amortiguamiento. Para ello se utilizó un sensor de aceleración montado en una base magnética de dos patas y un equipo analizador de SIH vibraciones portátil. se realizó una medición de vibraciones tanto en la máquina como en la estructura.Caso de Estudio 02 Resonancia en Base de Montaje de Soplador El objetivo de estudiar el presente caso. Su velocidad de operación medida en sitio mediante un tacómetro infrarrojo fue de 610 RPM. En la figura 2.1 se puede observar un diagrama del ventilador.1 Diagrama del Ventilador y su estructura . A lo largo del caso también se manipulan diferentes unidades de amplitud de vibración. Para ello se realizan mediciones de vibración con la máquina en operación y pruebas de impacto. que permiten calcular tanto la frecuencia forzada del sistema. Figura 2. su base y la ubicación del sensor de aceleración durante la medición estructural. La máquina analizada es un ventilador que se encuentra montado en una base metálica que cuelga desde el techo del galpón de una planta. Debido a los altos niveles de vibración.
1 se pueden realizar las conversiones entre ciclos por minuto (CPM o RPM) y ciclos por segundo (CPS o Hz). Para este caso.3 Espectro de Frecuencias en el punto SIH .16 Hz. que estuviera excitando a alguno de los modos de vibración del sistema. por lo que: En la figura 2. la velocidad del ventilador es de 610 RPM. En este caso podría ser la vibración causada por el desbalance normal del motor.16 Hz (1xRPM) es bastante elevado. esto permite visualizar con mas detalle la componente a una vez la velocidad del giro del rotor (1X) que ocurre a 10. El valor de la amplitud de la componente a 10.En la figura 2.2 Espectro de Frecuencias en el punto SIH ESP-SP02-SIH ACBM2P 62. Con la ecuación 2. que permita identificar los valores de las frecuencias naturales del sistema. con el ventilador funcionando a su velocidad de operación (610 RPM). lo que podría visualizarse a primera vista como un desbalance del rotor. Esto se podría aclarar mejor realizando una prueba de impacto estructural. ESP-SP02-SIH ACBM2P 250HZ-1600L Figura 2.3 se realizó una ampliación del espectro. Este patrón es típico de una resonancia estructural. tanto en el dominio de la frecuencia como en amplitud.5HZ-1600L Figura 2. y que presenta una base mas ancha de la que presentaría una componente causada por un desbalance.2 se muestra el espectro de vibraciones tomados en el punto SIH.
punto SIH . usando la ecuación 2. Ambas señales poseen un patrón sinusoidal. Se puede observar la alta amplitud de vibración tanto en unidades de Aceleración como en Velocidad. con el ventilador en operación. para la señal de la figura 2.69 G. Un valor de amplitud pico bastante aproximado al que se observa en la gráfica de la figura 2.5.5 se muestran las señales en el dominio del tiempo en el punto SIH.8m/s2) De esta manera se podrán convertir los valores de amplitud según la necesidad. mediante las siguientes ecuaciones: donde.4 la amplitud pico es de 0. Por ejemplo.En las figuras 2. F: Frecuencia (Hz) G: Aceleración de la Gravedad (9.3. punto SIH Figura 2. Velocidad (V) y Aceleración (A). solamente en estos casos se pueden manipular las conversiones entre Desplazamiento (D). Figura 2.5 Señal en el dominio del tiempo.4 Señal en el dominio del tiempo.4 y 2.
6 Prueba de impacto en el punto SIH Figura 2.La figura 2.16 Hz y en la señal en el dominio del tiempo se ve como decae la vibración gracias al amortiguamiento del sistema.7 Señal en el dominio del tiempo . en ella se pueden calcular tanto la frecuencia natural excitada. para mejorar la precisión de los resultados. se puede estimar mediante el decremento logarítmico de la señal. para el ejemplo se tomaron 10 ciclos. La frecuencia se puede calcular con el periodo entre picos. El coeficiente de amortiguamiento del sistema. de la siguiente manera: Figura 2. como el coeficiente de amortiguamiento del sistema.7 muestra una ampliación de la respuesta del sistema a la prueba de impacto. en el dominio del tiempo.6 muestra la vibración obtenida al realizar una prueba de impacto en la dirección horizontal de la base de montaje del ventilador. La figura 2. En el espectro se aprecia claramente una componente de vibración a 10.
Estas mediciones se realizaron mediante un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas. Figura 3. En este caso solo se analizan las mediciones radiales en la dirección horizontal en la bomba y el motor del lado del acople MIH y BIH.Caso de Estudio 03 Desalineación entre Motor y Bomba a través de un Acople Flexible El objetivo de estudiar el siguiente caso histórico.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba Figura 3. tal como se muestra en la figura 3.2. La máquina analizada es una bomba centrífuga que pertenece a un sistema de bombeo de agua contra incendios en una planta de compresión de gas. Los datos disponibles en la placa del motor son los siguientes: Potencia: 400 HP RPM: 3 600 Frecuencia de Línea: 60 Hz La velocidad del rotor en operación.2 Diagrama de puntos de medición .8 Hz) y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. es el de identificar la desalineación de ejes de máquinas a través de un acople flexible. mediante análisis espectral de vibraciones de un canal. medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 590 RPM (59. Los espectros se presentan todos en unidades de aceleración (G s).
que en este caso es de 1600 líneas.12 mm/seg rms 0. Este patrón de vibración radial es típica de una desalineación paralela entre los ejes. Esta información permite detectar que existe una desalineación en las máquinas a través del acople. En la figura 3.93 G s rms Figura 3.65 mm/seg rms 5.2 Hz. 2X y 3X.En la figura 3. Estas componentes son sincrónicas ya que son múltiplos de números enteros de la frecuencia de giro del rotor. el diagnóstico final será que existe una deaalineación de los ejes de las máquinas y la recomendación será alinearlas.0 G s rms Figura 3.4 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones. De todas formas. una a 59. excede los valores permisibles de cualquiera de las Normas. en el mismo aparecen 3 componentes de vibración. en este aparecen las mismas componentes. La severidad se aprecia claramente con la amplitud de los picos del espectro y con el valor de la vibración global. por supuesto que la exactitud en la coincidencia de estas frecuencias del espectro con las calculadas matemáticamente. Es por esta razón que se pueden identificar como las frecuencias 1X. medidas en la bomba del lado del acople en la dirección horizontal (BIH). otra a 119. ESP-BC03-MIH ACBM2P 250HZ-1600L Vibración Global: 9. que tanto para el motor como para la bomba.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIH ESP-BC03-BIH ACBM2P 250HZ-1600L Vibración Global: 28.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH . habría que tener información vibratoria en la dirección axial. medidas en el motor del lado del acople en la dirección horizontal (MIH).3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones.84 Hz equivalente a la velocidad de giro del rotor (3 590 RPM).5 Hz y la última a 179. Para conocer si existe desalineación angular. depende en gran parte de la resolución del espectro (ver caso de estudio 06). pero con mayores amplitudes.
dando como resultado las siguientes lecturas: Las correcciones de alineación en el motor se pueden determinar de la siguiente forma: A) Vista Lateral Figura 3. se procedió a montar los comparadores para medir la desalineación entre ejes. .6 Modelo Gráfico Vista Superior En las figuras 3.6 se presenta la solución gráfica de la desalineación de los ejes. en la vista lateral y superior respectivamente.5 Modelo Gráfico Vista Lateral B) Vista Superior Figura 3.5 y 3. Para ello se utilizó el método de comparadores inversos.Una vez detenida la máquina.
Es decir. en los campos mostrados para la máquina conductora y conducida. respectivamente. E. Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i) entre los planos de los anclajes del motor.Para la realización de los cálculos de alineación anteriores. se puede utilizar el programa ALI-CI suministrado. B y W. para las posiciones T. ii) desde el plano del perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medición del comparador colocado en la máquina conductora y iii) desde este comparador hasta el punto de medición del comparador colocado en la máquina conducida. Cuando se oprima el botón <Corrección Horizontal> aparecerán las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos de anclaje de la máquina.8 Ventana de Resultados del programa . las correcciones serán en estas mismas unidades. si se tomaron lecturas en milésimas de pulgada. Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores ya compensadas por la caída de la barra.exe. Figura 3. El siguiente paso es oprimir el botón <Corrección Vertical> y aparecerán las correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la máquina en los respectivos planos de anclaje. Estas correcciones estarán en las mismas unidades de las lecturas tomadas con los comparadores. En el CD se debe ejecutar el archivo ALICI.7 Ventana de Introducción de datos del programa Figura 3.
Además de comparar las mediciones realizadas con diferentes tipos de bases de montaje para el sensor de aceleración. La máquina analizada es una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. es el de identificar problemas eléctricos en motores de corriente alterna. Figura 4.2.1 y 4. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas. En este caso solo se analizan las mediciones en el punto MOV mostrado en las figuras 4. aunque con fines didácticos también se realizaron algunas mediciones con una extensión soportada manualmente.1 Montaje del Acelerómetro con base magnética Figura 4. mediante el análisis espectral de vibraciones.2 Diagrama de puntos de medición . Los datos disponibles en placa son los siguientes: Potencia: 5 HP RPM: 3 480 Frecuencia de Línea: 60 Hz Número de Barras del Rotor: 23 La velocidad del rotor en operación.Caso de Estudio 04 Problema Eléctrico causado por Falla en Barras del Rotor El objetivo del presente caso. medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 441 RPM y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral.
por lo que las bandas laterales aparecen a la FPBR +/-120 Hz.3 se puede apreciar la componente de la Frecuencia de Paso de Barras del Rotor (RBPF) acompañada por bandas laterales a 2 veces la frecuencia de línea.En el espectro de frecuencias de vibraciones de la figura 4. 4. Barras del Rotor * RPM (Ec.1) Para el caso de estudio la RBPF resulta ser: La frecuencia de la línea eléctrica es de 60 Hz. ESP-BC04-MOV ACBM2P 5000HZ-1600L Vibración Global: 2.63 G s rms Figura 4.63 G s rms Figura 4. La Frecuencia del Paso de Barras del Rotor se calcula mediante la siguiente ecuación: RBPF = No.3 Espectro de Frecuencias en el punto MOV ESP-BC04-MOV ACBM2P 5000HZ-1600L Vibración Global: 2.4 Espectro de Frecuencias en el punto MOV . esto es: También se observa que aparecen en el espectro de frecuencias la segunda armónica de la frecuencia RBPF con bandas laterales a +/-120 Hz.92 mm/seg rms 1.92 mm/seg rms 1.
5. Figura 4. pero utilizando una extensión de 2 .Para Ilustrar la diferencia del uso de bases magnéticas y extensiones del acelerómetro. ya que la información de alta frecuencia se ve afectada seriamente. no se habría visto tan severo. En comparación con los espectros anteriores de las figuras 4. que fueron tomados con el acelerómetro montado con una base magnética de dos patas. dado los altos niveles globales de vibración registrados. existen otros problemas mecánicos en la máquina.5 Montaje del acelerómetro con extensión ESP-BC04-MOV ACSBEX 5000HZ-1600L Figura 4. el uso de la extensión se debe limitar solo en casos donde no se puede montar otro tipo de base fija o magnética. Como es de saber.3 y 4. se realizó una medición en el mismo punto donde se había montado el acelerómetro con la base magnética de dos patas. Por lo general.4. que no se analizarán en este caso. se puede apreciar como se han distorsionado en amplitud las componentes de 2xRBPF y sus bandas laterales. si las únicas mediciones hubieran sido tomadas con el uso de la extensión.6 Espectro de Frecuencias en el punto MOV . evidencia su severidad con la aparición de armónicas de la frecuencia RBPF acompaña de bandas laterales a +/-120 Hz. El espectro de frecuencias de vibración tomado en ese punto se muestra en la figura 4. el diagnóstico del problema eléctrico con las barras del rotor. tal y como se muestra en la figura 4. Aparte del problema eléctrico detectado. Para este caso.6. este tipo de falla eléctrica en los motores. pero que deben ser tomados en cuenta a la hora de realizar el mantenimiento que debería ser inmediato.
9 Base Magnética de dos p atas Figura 4.8 Sensor de Aceleración con Extensión Figura 4.Figura 4.10 Extensión .7 Sensor de Aceleración con Base Magnética Figura 4.
Los datos conocidos son los siguientes: Potencia: 15 HP RPM: 3 600 Cojinete Bomba: SKF 6208 La velocidad del rotor en operación. Figura 5.1 y 5.1 Montaje del Acelerómetro en la Bomba Figura 5. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas.2 Ubicación del punto de medición .Caso de Estudio 05 Vibraciones producidas por un Cojinete con Elementos Rodantes Defectuoso El objetivo del presente caso. En este caso solo se analizan las mediciones en el punto BIH mostrado en las figuras 5. Estos componentes mecánicos poseen diferentes frecuencias de falla dependiendo de su geometría y velocidad de operación.75 Hz) y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral.2. medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 585 RPM (59. La máquina analizada es una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. es identificar las frecuencias de falla de un cojinete con elementos rodantes en el espectro de vibración.
Por lo general.6 x 59.6 x 59.56 Hz 3xBPFO = 3 x 3.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L Figura 5. se pueden calcular las diferentes frecuencias de falla correspondientes al rodamiento 6208 y compararlas con los valores que aparecen en el espectro. así se tendrá: 1xBPFO = 1 x 3.6 x 59.8 Hz = 645. Para este caso. que fue de 3585 RPM. las frecuencias de falla de los cojinetes con elementos rodantes.28 Hz 2xBPFO = 2 x 3.8 Hz que se corresponde con el 1X RPM del rotor. se aprecia una componente a 59. Según los catálogos del fabricante.4 Espectro de Frecuencias en el punto BIH .En el espectro de frecuencias de la figura 5. este valor coincide con el medido. su amplitud es normal para una bomba centrífuga de este tipo.6 Hz. y dos de sus frecuencias armónicas una de 431.8 Hz = 430.3.6 para este rodamiento y es la que coincide con las medidas en la máquina.3 Hz y la otra de 646.8 Hz = 215.9 Hz. Además aparece en el espectro una componente no-sincrónica de 215. aparecen con valores no sincrónicos. la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el aro externo (BPFO) es de 3. es indicativo de que existe algún defecto y/o desgaste en la pista del aro externo del rodamiento ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L Figura 5.84 Hz El hecho de que aparezcan estas frecuencias en el espectro de vibraciones medido. y en muchos casos con armónicas de esta frecuencia fundamental.
dr: Diámetro de los elementos rodantes dc: Diámetro de la Jaula = (do+di)/2 do: Diámetro del aro externo di: Diámetro del aro interno a: Ángulo de contacto Nb: Número de elementos rodantes Sustituyendo los datos para el rodamiento 6208 en la ecuación.. ..84 Hz .... 12.6 x 59. 5.8 Hz = 645.5 Dimensiones para el Rodamiento 6208 Por lo 1xBPFO 2xBPFO 3xBPFO que = 1 = 2 = 3 la frecuencia BPFO en Hertz será: x 3..2 donde.2 Figura 5.56 Hz x 3.61.. Nb BPFO = 1 cosa (Ec.dc . .... se puede calcular mediante la siguiente ecuación. dr .28 Hz x 3.2 .2 ..1) . .Si no se conoce las frecuencia de falla (BPFO) para este rodamiento. en función de sus dimensiones: .60 .6 x 59. 9 BPFO = 1 cos 0° × = 3.8 Hz = 430.. queda: .8 Hz = 215.6 x 59. .
entonces se mostrarán las frecuencias de falla automáticamente.606 x 59. BPFI. la frecuencia de falla del paso de los elementos rodantes por la pista del aro externo (BPFO). y sus armónicas serán: 1xBPFO = 1 x 3. Se debe seleccionar la opción de <Buscar> donde se podrá ingresar el serial o número del rodamiento. BSF y FTF asociadas con él tal y como se muestra en la figura 5. Para el rodamiento estudiado en este caso. Aparecerá una nueva ventana con las opciones del serial del rodamiento y las frecuencias de falla BPFO.6. tal como se muestra en la figura 5. se puede oprimir el botón <Base de Datos de Rodamientos>.606 x 59. Figura 5.27 Hz 3xBPFO = 3 x 3.exe. Dentro de la carpeta Rodamientos en el CD se debe ejecutar el archivo FCER. Si se conoce el número del rodamiento.7 Ventana de búsqueda de Rodamientos .91 Hz Nótese que coinciden con las obtenidas del fabricantes y con las calculadas mediante las ecuaciones.Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de los rodamientos.6 Ventana de Selección del Rodamiento Figura 5.606 x 59.8 Hz = 431. y seleccionar la marca de las opciones existentes. Luego se debe oprimir el botón de <Mostrar>.63 Hz 2xBPFO = 2 x 3. Si el código existe.7.8 Hz = 215. se puede utilizar el programa FCER suministrado. el SKF 6208.8 Hz = 646.
Si no se conoce el número de código del rodamiento, se pueden introducir los datos de su geometría. Oprimiendo el botón de <Introducción Datos del Rodamiento>, como se muestra en la figura 5.8, se activan los campos para introducir los datos de Velocidad del eje (en rpm o Hz), Número de Bolas, Diámetro de Bola, Diámetro del aro externo, diámetro del aro interno y ángulo de contacto. Una vez introducidos estos valore, se oprime el botón de <Calcular>, y aparecerán las diferentes frecuencias de fallas para el rodamiento especificado, tal y como se muestra en la figura 5.9. Aparecen los valores xBPFO, xBPFI, xBSF y xBTF que son los valores de frecuencias de falla adimensionales, y al lado aparecen los valores BPFO, BPFI, BSF y BTF, que son las frecuencias de falla multiplicadas por la velocidad de giro del rotor (1x) en RPM o en Hertz, dependiendo de cómo se introdujo el dato de la velocidad inicialmente. Para el rodamiento estudiado en este caso, el número de elementos rodantes es: 9, el diámetro de las bolas es 12.2 mm, el diámetro del aro externo es de 69.8 mm, el diámetro del aro interno es de 52.6 mm y el ángulo de contacto es 0. La frecuencia BPFO y sus armónicas, que son las que nos interesan en este caso son: 1xBPFO = 215.27 Hz 2xBPFO = 2 x 215.27 Hz = 430.54 Hz 3xBPFO = 3 x215.27 Hz = 645.81 Hz Figura 5.8 Ventana de entrada de datos del programa Figura 5.9 Ventana de Resultados del programa
En el espectro de frecuencias de la figura 5.10, se muestran las vibraciones de la máquinas luego de reemplazar el cojinete con elementos rodantes dañado, por uno en buen estado. Los niveles globales de vibración medidos en este punto se redujeron de 6.7 mm/s (0.26 IPS) a 2.3 mm/s (0.09 IPS). Se aprecia que la componente a 1X (59.8 Hz) también disminuyó de 3 mm/s (figura 5.3) a 2.1 mm/s. ESP-BC05-BIH ACBM2P 750HZ-1600L Espectro de Frecuencias en el punto BIH Figura 5.10
Caso de Estudio 06 Importancia de la Resolución del Espectro de Frecuencias El objetivo de estudiar este caso, es el de entender la importancia de escoger una adecuada resolución para el espectro a la hora de realizar mediciones de vibración en máquinas. Para ello se analizó una bomba centrífuga que forma parte de un sistema de bombeo de agua. Los datos disponibles del motor en su placa son los siguientes: Potencia: 5 HP RPM: 3 580 Frecuencia de Línea: 60 Hz Número de Barras del Rotor: 23 La velocidad del rotor en operación, medida con una lámpara estroboscópica en el momento de la toma de datos fue de 3 525 RPM y es este el valor 1X que se utilizará como referencia en el análisis espectral. Se realizaron mediciones en los puntos codificados, que se especifican en el diagrama mostrado en la figura 6.2. Para ello se utilizó un acelerómetro con base de montaje magnética de dos patas. Figura 6.1 Fotografía de la Bomba Centrífuga Figura 6.2 Diagrama de puntos de medición
puede ocurrir por simple casualidad. que fue de 3525 RPM Al mismo tiempo aparece una componente a 120 Hz que está relacionada con dos veces la frecuencia de la línea eléctrica y una componente de 175. depende de la resolución presente en la data analizada. Por ejemplo.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIV Si se mantiene el número de líneas y se aumenta el ancho de banda. la resolución disminuirá. el espectro tiene un ancho de banda de 500 Hz y 1 600 líneas. pero es un hecho que en general los valores de frecuencias serán mas precisos. por lo que la resolución se calcula con la siguiente ecuación: ESP-BC06-MIV ACBM2P 500HZ-1600L Figura 6.625 Hz por línea. a mayor resolución ESP-BC06-MIV ACBM2P 1000HZ-1600L Figura 6. producido por el paso de las aspas de la bomba centrífuga. este valor tiene mucha coincidencia con el medido.9 Hz que resulta ser 3X RPM.En el espectro de frecuencias se aprecia una componente a 58. para este caso. La coincidencia exacta de esto valores con los mostrados en la gráfica del espectro de frecuencias. en el siguiente espectro se tomo un ancho de banda de 1 000 Hz Por lo que podremos esperar una resolución de 0.75 Hz que corresponde con el 1X RPM del rotor. En muchos casos la coincidencia de un valor con el actual.4 Espectro de Frecuencias en el punto MIV .
Si ampliamos esta misma gráfica de 5 000 Hz. el espectro tiene un ancho de banda de 5 000 Hz y 1 600 líneas. que fue de 3. ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L Figura 6. se puede apreciar que aparece la Frecuencia del Paso de Barras del Rotor acompañada de bandas laterales a +/-120 Hz. Si se calculan estas frecuencias de falla.En el espectro de frecuencias mostrado a continuación.25 Hz. el valor de la RBPF de 1 350 Hz debe corresponder con el calculado de 1 351.6 Espectro de Frecuencias en el punto MIV . se obtiene: Nótese que los valores son bastantes parecidos a los mostrados en el espectro. por lo que la resolución será: Para esta máquina. esto debido a que la resolución sigue siendo de 3.5 Espectro de Frecuencias en el punto MIV ESP-BC06-MIV ACBM2P 5000HZ-1600L Figura 6.125 Hz. para apreciar mejor las componentes de vibración de baja frecuencia.125 Hz. notaremos que estas componentes han perdido la resolución si las comparamos con las gráficas anteriores (500Hz y 1 000Hz). están dentro del error de resolución para esta gráfica. en el rango de 0 a 1 500 Hz.
1 Vista exterior de la Caja de Engranajes Figura 7. daño o desgaste en un engranaje. y es llamada la frecuencia de engrane (GMF).2 Ubicación del punto de medición . En este caso. y el eje de salida gira a 703 RPM.2. es identificar las frecuencias de vibración producidas por un engranaje defectuoso. estas frecuencias se modulan con la velocidad de giro del engranaje problemático y comienza la aparición de bandas laterales alrededor de la frecuencia de engrane. se muestra la vibración producida por una caja de engranajes (figura 7.Caso de Estudio 07 Vibraciones producidas por un Engranaje Dañado El objetivo del presente caso. Los engranajes normalmente producen frecuencias de vibración iguales a su velocidad multiplicada por su número de dientes. Figura 7. cuyo eje de entrada gira a 1 796 RPM movido por un motor eléctrico.1). mostrado en el esquema de la figura 7. Cuando existe algún defecto. y las mediciones se realizaron con un acelerómetro montado sobre una base magnética de dos patas. El punto de medición que se analizará en este caso corresponde al punto DIH. La caja de engranajes posee un piñón helicoidal en el eje de entrada de 18 dientes y un engranaje helicoidal de 46 dientes en el eje de salida.
El engranajes que esta defectuoso. que la velocidad del eje de entrada es de 29.3 Espectro de Frecuencias en el punto DIH ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L Figura 7. velocidad. Para este caso de estudio.En el espectro de frecuencias de la figura 7. se aprecian a simple vista unas serie de componentes de vibración armónicas y con bandas laterales. Este patrón generalmente corresponde a fallas en rodamientos y/o engranajes. etc. produce bandas laterales alrededor de la frecuencia GMF a su velocidad de giro.6 Hz Los mismos valores se obtienen multiplicando la velocidad del eje de salida (703 RPM) por el numero de dientes del engranaje de salida (46 dientes). En general. la amplitud de la frecuencia de engrane (GMF) depende de factores tales como la carga.9 Hz x 18 dientes = 1 614.2 Hz 2xGMF = 2 x 29. ya que el número de dientes es un entero. entonces se puede estar casi seguro de que existe un daño severo en al menos uno de los engranajes.4 Espectro de Frecuencias en el punto DIH . tomado de una medición en la posición DIH. con la particularidad de que en los rodamientos las armónicas son producidas por frecuencias fundamentales no-armónicas. y no es indicativo de que existe una falla en un engranaje. pero cuando aparecen 3 o más familias de estas armónicas de GMF acompañadas con bandas laterales. ESP-CE07-DIH ACBM2P 2000HZ-1600L Figura 7.3. mientras que en los engranajes estas frecuencias armónicas son sincrónicas.9 Hz (1 796 RPM) y que el piñón tiene 18 dientes.4 Hz 3xGMF = 3 x 29. se puede apreciar en el espectro.9 Hz x 18 dientes = 538. por lo que la frecuencia de engrane (GMF) y sus armónicas serán: 1xGMF = 1 x 29.9 Hz x 18 dientes = 1 076.
Se observa que la señal posee múltiples impactos producidos por el contacto defectuosos entre engranajes. es necesarios calcular el valor de las bandas laterales o simplemente conocer el espaciado entre las frecuencias GMF y estas bandas. En la figura 7. Para este caso.5.1 segundos de la señal y se cuentan los picos.Para identificar cual de los engranajes se encuentra dañado. se obtiene un aproximado de 54 impactos. Los impactos deben coincidir con la frecuencia GMF calculada de 538.6 se muestra una fotografía del estado en el cual se encontraba el piñón del eje de entrada.6 Fotografía del piñón defectuoso . de la siguiente manera: DT-CE07-DIH ACBM2P Figura 7. que equivalen a aproximadamente 540 impactos por segundo. por lo que se puede concluir que el engranaje defectuoso es el piñón de 18 dientes. luego de desarmar la caja de engranajes. podemos calcular cuanto es el valor del espaciado entre las bandas laterales y su frecuencia GMF. si se toman 0. En la figura 7. Figura 7.5 Señal en el dominio del tiempo punto DIH Nótese que los valores de las bandas laterales corresponden a la velocidad de operación del eje de entrada (1xRPME). el cual corresponderá a la velocidad del engranaje defectuoso.2 Hz. se muestra la señal vibratoria en el punto DIH en el dominio del tiempo.
así mismo se introdujo el número de dientes para ambos engranajes.3. En la figura 7. Primero se introducen los datos de la velocidad del eje 1 y el número de dientes de los engranajes 1 y 2.exe.7 Ventana de datos de entrada del programa Figura 7. y en seguida se pueden encontrar las frecuencias de falla que aparecen en el espectro de la figura 7. ver figura 7. se puede utilizar el programa GMFCalc suministrado. 11. Al oprimir el botón de <Calcular>. pero como los espectros se encuentran en unidades de Hertz. En el CD se debe ejecutar el archivo GMFCalc. automáticamente se calculará la velocidad del eje 2 y se mostrarán los resultados de las tres primeras familias de bandas laterales para cada una de las tres primeras frecuencias de engrane (GMF). Para este caso de estudio. se introdujo el valor de 29. coincidiendo los tres primeros valores de las frecuencias GMF y su primer juego de bandas laterales.8 Ventana de resultados del programa . es decir en este caso.9 Hz para la velocidad del eje 1.7. la velocidad del eje de entrada es de 1796 RPM.8. lo que indica que el daño es en el engranaje del eje 1 de entrada.Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de los engranajes. y al oprimir <Calcular> se obtuvo el valor de la velocidad del eje 2 en Hertz.7. se observa la tabla de resultados.7 en la figura 7. el piñón de 18 dientes. Figura 7.
1) conduce una polea de 8 de diámetro y la misma a través de 6 correas. tales como desalineación de las poleas. etc.Caso de Estudio 08 Problemas Vibratorios en Transmisión por Correas El objetivo del presente caso. se analizaron los espectros de vibración del motor. es identificar las frecuencias de vibración producidas por defectos en correas y/o por problemas en los componentes de la transmisión. mostrado en la figura 8.1 Transmisión por Correas en Centro de Mecanizado Figura 8.2 Ubicación del punto de medición . ajuste inadecuado de las correas. La velocidad del motor para estas tomas de datos es de 1 080 RPM (18 Hz). Figura 8. en especial en el punto M1H. La máquina en cuestión es un centro de mecanizado. En este caso. donde un motor eléctrico (figura 8. ya que se encontraron niveles mas altos de los normales. A los componentes de esta máquina se le realizan mediciones periódicas de vibración y se registran las tendencias de los niveles globales en los puntos de interés.2. mueve al eje conducido en la caja de engranajes con una polea del mismo diámetro.
1 Hz.5HZ-1600L Figura 8.1 HZ y 10. se calculó la longitud de la correa con los diámetros de las poleas y la distancia entre centros. el incremento es una señal de que hay algo fuera de lo normal.2 Hz. así como una no-sincrónica a 15. aunque no son niveles alarmantes. mediante la ecuación 8.4. aparece la frecuencia de giro del eje que es de 1 080 RPM (18 Hz) y se aprecian unas componentes sub-sincrónicas a 5. En el espectro de frecuencias de la figura 8.4 Espectro de Frecuencias en el punto M1H .3 se presenta la gráfica de tendencias rms y pico para el punto M1H. de la siguiente forma: La frecuencia de la correa se obtiene resolviendo la ecuación Figura 8. estas pueden ser ocasionadas por un rodamiento o por un defecto en las correas. en los 5 registros mostrados se aprecia como los niveles subieron en la última medición. En este caso.3 Tendencias de Vibraciones punto M1H ESP-CM08-M1H ACBM2P 62.1. El primer paso es calcular la frecuencia de las correas y verificar si esta es la que aparece. La frecuencia de las correas se puede medir en sitio mediante el uso de una lámpara estroboscópica o se puede calcular si se conoce la longitud de la correa.En la figura 8.
57 = 304. que cuando pasa por las poleas produce impactos de una y dos veces por cada vuelta de la correas. Figura 8.14 RPM (10. 304.08 Hz) 2xRPMCORREA = 2 x 304.4.57 RPM (5.23 Hz) 4xRPMCORREA = 4 x 304. Esto indica que la causante de que hayan subido los niveles de vibración son las correas. En el CD se debe ejecutar el archivo FTCorreas. Una vez ejecutado.57 = 1 218.30 Hz) Estas frecuencias son las que aparecen en el espectro de la figura 8.La frecuencia de giro de la correa es entonces.5 Espectro de Frecuencias en el punto M1H Para la realización de los cálculos de las frecuencias de falla de las correas.5HZ-1600L Figura 8. ESP-CM08-M1H ACBM2P 62.2 RPM (20. se puede utilizar el programa FTCorreas suministrado. Al oprimir el botón de <Calcular> el programa calculará la longitud de la correa.71 RPM (15. y la distancia entre centros en pulgadas. y se han identificado en el espectro de la figura 8.57 = 913.08 Hz) y sus armónicas serán: 1xRPMCORREA = 1 x 304. Probablemente exista algún defecto en una o varias de las correas.6 Ventana de datos de entrada del programa .57 = 609. como se muestra en la figura 8. se deben introducir los datos de la velocidad del eje conductor en RPM.57 RPM (5. todas en RPM y Hertz. los diámetros de las poleas conductora y conducida.15 Hz) 3xRPMCORREA = 3 x 304.exe.5 como FC (Frecuencia de Correa). la velocidad de la polea conducida y la frecuencia de giro de la correa y sus armónicas.6.
Figura 8.7 Ventana de resultados del programa .4. se presenta la ventana de resultados del programa.7.En la figura 8. Se pueden verificar los valores de las frecuencias de las correas con los que aparecen en el espectro de la figura 8.
Para ello se utiliza un sensor de aceleración montado en una base magnética y un sensor de referencia de fase infrarrojo. Figura 9. Todas las lecturas son integradas y convertidas a valores de velocidad en mm/seg. es el de identificar el desbalance a partir de las mediciones en las tres direcciones en un punto. Vertical y Axial. alcanzando 16 mm/seg rms y con una vibración filtrada a 1X de 13 mm/seg @ 144°. además se obtuvo la fase y RPM del eje utilizando un sensor de referencia de fase (SF). ya que en ellos se obtuvo un valor global de vibración fuera de los normal. CFV y CFA) del cojinete del lado del ventilador mostrados en la figura 9.Caso de Estudio 09 Altos Niveles de Vibración Filtrada a 1X en Ventilador Horizontal El objetivo del presente caso.53 Hz). La máquina estudiada es un ventilador con 8 aspas. con el cual se obtuvo la velocidad de operación al momento de la recolección de datos. que fue de 452 RPM (7. El análisis que se muestra a continuación se realizó en los tres puntos (CFH. y corregirlo utilizando el método vectorial. en especial en la dirección horizontal. para cada uno. Para ello es necesario obtener la vibración filtrada a 1X. por lo que se requiere la adquisición de datos en 2 canales: uno para la vibración y otro para la fase.1. al que se le miden periódicamente los niveles de vibración globales y filtrados a 1X y 2X en los dos cojinetes y en las tres direcciones: Horizontal.1 Ubicación de los puntos de medición .
3. se puede ver la vibración en la dirección Horizontal del cojinete del ventilador (CFH). es bueno comparar el pico de la componente 1X de la dirección horizontal con la axial. Figura 9.1 mm/s. Para diferenciar entre desbalance y desalineación angular. que es de 90°. En los datos que se muestran a continuación ya se han realizado todas las correcciones de fase por la ubicación de los sensores. Para corregir esto.3 Hz (8X).3 Espectro de Frecuencias en el punto CFA .5 Hz.2 Espectro de Frecuencias en el punto CFH Figura 9. en esta se puede apreciar que la componente a 1X. es de 2. y como se dispone de la medición de fase. El procedimiento se realizó con el sensor de aceleración en la posición horizontal (CFH) y el sensor de fase colocado verticalmente. se muestra el espectro de frecuencias para la medición de vibraciones en la dirección axial (CFA).2. En la figura 9. por lo que es necesario corregir las lecturas de fase por la ubicación relativa de ambos sensores.1. como se muestra en la figura 9. Además aparece una componente a 60.En el espectro de frecuencias de la figura 9. y su amplitud es la normal para esta máquina. que corresponde al paso de las aspas del ventilador. aparece una componente bastante elevada a 7. lo cual es bajo en función de los 13. que corresponde a la frecuencia 1X de la velocidad de giro del ventilador.1 mm/s medidos en la horizontal. se puede utilizar el método de balanceo vectorial con el cual solo se requieren dos arranques de la máquina. se puede descartar la desalineación angular como efecto predominante. ya que si la axial es pequeña en comparación con la horizontal. Esto hace inclinar el análisis hacia un desbalance del ventilador. se puede realizar un procedimiento de balanceo en sitio en un plano.
Con estos datos se puede obtener de manera analítica o vectorial. Se arrancó la máquina y se volvió a medir la vibración filtrada a 1X.76. Tabla 9. que en este caso es aproximadamente 1. es decir a 324°.Como el balanceo requerido para este tipo de rotor es de un plano. Vibración con el peso de prueba (OP) y la corrección en ángulo que se le debe hacer al peso de prueba que es de 28°. Por lo tanto se debe colocar el peso de corrección de 65 grs @ 352°.1 Tabla de mediciones para el balanceo Magnitud Angulo Vibración Original (O) 13. se decidió balancearlo en sitio a la velocidad de operación y utilizando la misma instrumentación y el método vectorial. con los vectores de vibración original (O).4 mm/s 172° Figura 9.4 se muestra el diagrama polar.1: El procedimiento se inició midiendo la vibración filtrada a 1X y su ángulo de fase. la ubicación del peso de corrección y su magnitud. se colocó el peso de prueba calculado de 37 grs opuesto a 144°. El peso de prueba a colocar se obtuvo resolviendo la ecuación 1. es decir 324°+28° = 352°.1 mm/s @ 144° con respecto de la marca de referencia colocada en el ventilador. resultando en 7. que se obtiene con el vector P=OP-O. El vector de sensibilidad de amplitudes debe ser el cociente entre O/P. los cuales resultaron de 13. Y su ubicación debe ser a 28° mas de la ubicación original de peso de prueba. con unas cinta reflexiva.1 se presenta un resumen de estas mediciones. En la figura 9. En la tabla 9.4 Solución Vectorial para el Balanceo . Al multiplicar este factor por el peso de prueba se obtiene el peso de corrección de 65 grs. Como este ventilador opera por debajo de su velocidad crítica.4 mm/s @ 172°.1 mm/s 144° Peso de Prueba (Wp) 37 grs 324° Vibración con Peso de Prueba (OP) 7.
En este caso el valor filtrado a 1X resultó en 1.5 mm/s. En la sección 1 de Cálculo del Peso de Prueba . al oprimir el botón de <Calcular>. el valor y colocación angular del peso de prueba y la amplitud y ángulo de fase de la vibración obtenida al colocar el peso de prueba. aparecerá el peso de prueba en gramos.exe. con la finalidad de ver si los valores están dentro de los permisibles. En los siguientes campos del programa se introducen los valores de la amplitud y ángulo de fase de la vibración original. El siguiente paso es el de arrancar la máquina y volver a medir la vibración. Este peso se debe utilizar como un valor de referencia a la hora de realizar la corrida de prueba. Al oprimir el botón de <Calcular> aparece el valor del peso de corrección y su ubicación angular en función de la referencia (cinta reflexiva) que se colocó en el eje y que se asumió que era la posición 0°. por lo que el balanceo fue satisfactorio. si no es así se debe volver a repetir el procedimiento. se puede utilizar el programa BAL-VECT-1P suministrado.6 Ventana de balanceo en un-plano vectorial .5 Ventana de Cálculos del Peso de Prueba Figura 9. Para este caso resultó una masa de corrección de 65 grs @ 352°. el radio de colocación del peso de prueba y la velocidad de operación del rotor. En el CD se debe ejecutar el archivo BAL1PVE. Por lo que se debe retirar la masa de prueba del rotor y colocar esta nueva masa. que produce una fuerza dinámica del 5% del peso del rotor. Figura 9.7 grs. partiendo de la última medición como la vibración original. En este caso el peso de prueba resulta de 36. se deben introducir el peso del rotor.Para la realización de los cálculos de balanceo en un plano anteriores.
La máquina exhibía altos niveles de vibración global y a 1X en las tres direcciones medidas en el cojinete del lado del acople de la bomba BIH.Caso de Estudio 10 Altos Niveles de Vibración 1X en Bomba Centrífuga El objetivo del presente caso. Vertical y Axial. Las RPM se midieron con un fototacómetro resultando en 3 581 (59.2 Ubicación de los puntos de medición . es el de diferenciar una condición de desbalance de masa y una desalineación angular. a través de un acople flexible (figura 10.1 Acople Flexible entre Motor y Bomba Figura 10. Todos los espectros que se muestran son en unidades de velocidad integrada de vibración en mm/seg.2. a través del análisis espectral de vibraciones en las tres direcciones Horizontal.68 Hz) al momento de la toma de las mediciones de vibración. tal y como se muestra en la figura 10. BIV y BIA.1). Figura 10. Para las mediciones se utilizó un acelerómetro montado sobre una base magnética de dos patas. El equipo analizado es una bomba centrífuga acoplada a un motor eléctrico de 75 HP y 3600 RPM.
en la mayoría de los casos. En el espectro de frecuencias de la figura 10.7 Hz.7 mm/s a 59.7 Hz (1X) y con una amplitud de 6 mm/s.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones. y crea la incertidumbre y la necesidad de observar como es la vibración en la máquina en ese punto. las vibración causada por el desbalance tiene mayor magnitud en la dirección horizontal que en la vertical. En las máquinas horizontales. ya que la amplitud de la vibración 1X en la vertical es un poco mayor que la horizontal.En la figura 10.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH ESP-BC10-BIV ACBM2P 250HZ-1600L Figura 10. Si se comparan ambas amplitudes radiales. en el mismo aparece una componente de vibración con una magnitud alta de 5. Aunque no se puede concluir nada certero de esta comparación. sirve como una orientación inicial.4. medidas en la bomba en el cojinete del lado del acople en la dirección horizontal (BIH). pero en la dirección axial.5. estos casos se asocian con un desbalance en el rotor. se observa la vibración en el cojinete de la bomba en la dirección vertical (BIV). que corresponde a la velocidad de operación de la máquina que es de 3 581 RPM (1X).4 Espectro de Frecuencias en el punto BIV . por lo que es muy importante comparar las mediciones radiales con la axial. se puede intuir que el problema no sea un desbalance necesariamente. se puede observar la vibración del cojinete de la bomba del lado del acople en la dirección axial (BIA). aparece una componente elevada a 59. ya que el desbalance no produce vibración en esta última dirección. Estos casos pueden ser provocados por una desalineación o un problema de pata coja en la máquina. En el espectro de frecuencias que se muestra en la figura 10. producto de las mayores rigideces verticales y el propio peso de la máquina. Generalmente. ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L Figura 10.
con una amplitud bastante alta de 3. la que está produciendo que se incrementen los niveles de vibración. En la práctica. en caso contrario la vibración dominante pudiera estar siendo producida por un desbalance.También aparece la componente de 59. Una vez detenida la máquina se midió la desalineación entre los ejes. mediante el uso de comparadores. con la técnica de cara y borde.5 Espectro de Frecuencias en el punto BIA Figura 10.9 mm/s.6 Dimensiones de interés para la Alineación . El hecho de que aparezca vibración a 1X en la dirección axial. por lo que se puede suponer que es la desalineación angular. Las lecturas en milésimas de pulgada de desviaciones en el eje de la bomba compensadas por caída de barra y tomadas a un diámetro de 6 fueron: En la figura 10. entonces el problema predominante es de desalineación angular. la amplitud de la componente 1X en la dirección axial es mucho mas grande que la mitad de ambas mediciones radiales. ESP-BC10-BIA ACBM2P 250HZ-1600L Figura 10. posee una magnitud mas grande que la mitad de la componente 1X en cualquiera de las mediciones radiales. si la amplitud de la componente de 1X en la máquina en la dirección axial. es producto de la existencia de una desalineación angular en la máquina. por encima de los valores normales. En este caso.7 Hz (1x).6 se muestran las dimensiones de interés para el procedimiento de alineación y la disposición de los comparadores.
8 Modelo Gráfico Vista Superior . Figura 10.8 se muestra el modelo gráfico de desalineación en la vista superior. se aprecia que para corregir la desalineación se debe subir el motor 163 mils en el perno del anclaje del lado libre y 47 mils en el perno del anclaje del lado del acople. tal y como lo mostró el análisis que se le hizo al espectro de frecuencias de las vibraciones medidas. en el perno del anclaje del lado del acople. En la figura 10. se aprecia que para corregir la desalineación se debe mover el motor 219 mils al Este en el perno del anclaje del lado libre y 64 mils al Este también.7 se muestra el modelo gráfico de desalineación en la vista lateral.7 Modelo Gráfico Vista Lateral En la figura 10.Las correcciones de alineación en el motor se pueden determinar de la siguiente forma: A) Vista Lateral B) Vista Superior Figura 10. De los dos modelos se aprecia que la desalineación era predominantemente angular.
respectivamente. ya compensadas por la caída de la barra. ii) desde el plano del perno del anclaje del lado interno hasta el primer punto de medición de los comparadores colocados en la máquina conducida y iii) el diámetro de las mediciones de cara. Figura 10. B y W. para las posiciones T.9 Ventana de entrada de datos del programa Figura 10. Luego se pueden introducir las lecturas de los comparadores de borde y cara. en los campos mostrados para la máquina conducida. Estas correcciones estarán en las mismas unidades de las lecturas tomadas con los comparadores. por fuera de la circunferencia para las lecturas de borde y por dentro de la circunferencia para las lecturas de cara. se puede utilizar el programa ALI-CB suministrado. En el CD se debe ejecutar el archivo ALICB. E.Para la realización de los cálculos de alineación anteriores. Cuando se oprima el botón <Corrección Horizontal> aparecerán las correcciones de lado a lado en cada uno de los planos de anclaje de la máquina. si se tomaron lecturas en milésimas de pulgada. las correcciones serán en estas mismas unidades.exe. El siguiente paso es oprimir el botón <Corrección Vertical> y aparecerán las correcciones que se deben aplicar subiendo y bajando la máquina en los respectivos planos de anclaje.10 Ventana de resultados del programa . Primero se deben introducir los datos de las dimensiones: i) entre los planos de los anclajes del motor. Es decir.
se ve que la vibración 1X se redujo a 0. ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L Figura 10. se procedió a medir la vibración en los puntos BIH. En la figura 10.12.11 Espectro de Frecuencias en el punto BIH ESP-BC10-BIV ACBM2P 250HZ-1600L Figura 10.3.Luego de aplicar las correcciones de alineación.12 Espectro de Frecuencias en el punto BIA . lo cual es normal.5).3 mm/s después de la alineación.9 mm/s que tenia antes de la alineación (figura 10.7 mm/s a 1.11 se muestra el espectro de frecuencias para el punto de medición horizontal en el cojinete de la bomba del lado del acople (BIH).3 mm/s. Se aprecia que la componente de vibración 1X se redujo de 5. manteniendo la misma escala de amplitudes que en el espectro de la figura 10. Los niveles globales de vibración encontrados fueron los normales para este tipo de bomba centrífuga. en comparación con los 3. En la medición axial en el cojinete del lado del acople de la bomba (BIA) mostrado en la figura 10. Probablemente este valor 1X remanente se deba al desbalance propio del rotor. con la finalidad de compararlos. BIV y BIA. incluyendo el efecto de la dilatación térmica.
2).1). tanto para establecer la condición de severidad vibratoria de la misma. Figura 11.2 Ubicación de los puntos de medición . en el cojinete 2 se tuvo especial cuidado en instalar un sensor y su cable de extensión. Los niveles de vibración absoluta medidos en la carcasa de la máquina eran altos. La máquina se instrumentó con sensores de aceleración. observando directamente al eje en la dirección vertical. se muestra la diferencia de adquirir data de vibraciones directamente en el portacojinetes y en la carcasa de la máquina.1 Compresor Axial de la Turbina a Gas Figura 11. en los puntos C1Re y C2Re en los planos de los cojinetes y a 30° de la horizontal. montados externamente sobre la carcasa con una base magnética. que soportara las altas temperaturas. La máquina en cuestión es una turbina a gas (Figura 11. y se colocaron sensores de aceleración internos roscados en cada uno de los portacojinetes C1Ri y C2Ri (Figura 11. Además se instaló un sensor de referencia de fase infrarrojo.Caso de Estudio 11 Balanceo Dinámico del Compresor Axial de una Turbina a Gas En el presente caso de estudio. y los medidos internamente en los portacojinetes resultaron aún mayores. cuya velocidad de operación nominal y a plena carga en el generador de gas es de 10 739 RPM. como para realizar labores de balanceo dinámico en sitio. como en su amplitud filtrada a 1X. tanto en amplitudes globales.
esto significa que existen varias componentes que están causando la vibración en este punto y no solo la de 1X. aunque el nivel global de vibración medido fue de 5. también se aprecian unas componentes subsincrónicas que están relacionadas con la velocidad de la turbina de potencia. el cual fue de 1 mm/s @ 139° En la figura 11.En la figura 11. Nótese que la escala de frecuencias está en Ciclos/minuto (CPM). Se realizó una medición de vibración externamente en la carcasa.0 mm/s rms. Figura 11. Obteniéndose un espectro y una señal en el dominio del tiempo con los mismos patrones anteriores. un poco mas alto que en el cojinete 1. aunque no poseen valores alarmantes. La componente a 1X en el espectro resultó a una frecuencia de 10 739 CPM.6 mm/s rms. Con la finalidad de recolectar data importante para el balanceo. en el plano del cojinete del lado de la descarga (2 y a 30° de la horizontal (C2Re). en el plano del cojinete del lado de la succión y a 30° de la horizontal (C1Re).3 Espectro de Frecuencias en el punto C1Re Figura 11. El vector de vibración filtrada a 1X obtenido en este punto fue de 4. se midió el vector de vibración filtrada a 1X en este punto.C1Re . El nivel global de vibración en este punto fue de 3.4 se presenta la señal en el dominio del tiempo para este mismo punto.8 mm/s @ 93°. y en el espectro se aprecian las primeras cuatro componentes sincrónicas. igual a la velocidad del compresor.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones tomadas externamente en la carcasa. en la cual se puede apreciar la forma no-armónica de la onda.4 Señal en el dominio del tiempo .
En la señal en el dominio del 11. velocidad de rotación.9 mm/s rms.6. provee información mucho mas relevante para el balanceo. y su predominio se puede notar al compararla con las amplitudes de las demás componentes sincrónicas.8 mm/s @ 212°.La medición de vibraciones en el portacojinetes del lado de la succión y a 30° de la horizontal.2 mm/seg @ 260°.5. que la tomada en la carcasa del lado externo. se muestran en la gráfica de la figura 11. en el punto denotado como C2Ri. mostrada en la figura un patrón bastante sinusoidal.1 mm/s rms.5 Espectro de Frecuencias en el punto C1Ri Figura 11. y el vector de vibración filtrada a 1X fue de 5. Esta información tomada internamente con sensores de vibración provisionales.5 y 11. por lo que la componente a 1X. El valor global de vibración medido en este punto resultó de 6. El vector de vibración filtrada a 1X fue de 27. Se realizó también una medición en el portacojinetes del lado de la descarga y a 30° de la horizontal. Figura 11. mucho mayor que en las mediciones de carcasa. su amplitud es mucho mayor que en las mediciones de carcasa. se observa una onda con con un periodo igual al de la se evidencia el predominio de tiempo. en el punto C1Ri.6. Los valores de vibración filtrada a 1X obtenidos en estas mediciones se utilizaron como datos iniciales para realizar el procedimiento de balanceo. pero con menor amplitud. En esta medición interna es mas notoria la componente a 1X. El valor global de vibración medido en este punto fue de 28.6 Señal en el dominio del tiempo C1Ri . cuyo espectro de frecuencias y señal en el dominio del tiempo presentaron un patrón muy similar a los mostrados en las figuras 11.
Una vez colocadas las masas de corrección se procedió a arrancar la máquina y medir las vibraciones resultantes en ambos cojinetes. Se utilizó el método de coeficientes de influencia para calcular la magnitud y colocación angular de los pesos de corrección en dos planos. En la figura 11.1.7 mm/s @ 276° 6. suministrado en el CD en el archivo llamado BAL2PCI. colocando un peso de prueba de 7.exe.1 mm/s @ 242° Figura 11.5 gramos a un ángulo de 270° en el plano de balanceo del lado de la succión (1). Y seguidamente se realizó otra corrida colocando un peso de prueba de 14. Para este caso se debe colocar una masa de 7.7 se muestra la ventana de los datos introducidos y los pesos de corrección que se deben colocar en la máquina. La solución de las masas de corrección se puede obtener de forma analítica o vectorial.5 gramos a 150° en el plano del lado de la descarga (2).Como el rotor del compresor axial de la turbina opera por encima de su velocidad crítica. Tabla 11.1 Vectores de Vibración Filtrada a 1X Cojinete Medición Medición Medición 1 1 2 3 Cojinete 2 27.8 gramos a 220° en el plano del lado de la descarga. se presentan en la tabla 11.8 gramos a 330° en el plano del lado de la succión y una masa de 38. En este caso se utilizó el programa BAL-CI. con la finalidad de compararla con la vibración original.6 mm/s @ 276° 6.2 mm/s @ 260° 5. Los resultados de los vectores de vibración filtrada a 1X obtenidos de la medición orginal y de las mediciones después de aplicar los pesos de prueba antes mencionados. que permitiera obtener el mejor balanceo del rotor. Para ello se realizó un segundo arranque de la máquina.8 mm/s @ 212° 29. Se realizó un reacomodo de la masa a colocar a 220° ya que no coincidía con ningún agujero del disco de balanceo.7 Ventana del programa BAL-CI . debe ser balanceado en sitio y a sus condiciones de operación.3 mm/s @ 187° 23.
9 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto C1Ri.En la figura 11.9 Comparación de las vibraciones en el punto C1Ri .8 Plano de balanceo lado descarga Figura 11. masas de reducido comparar la amplitud del pico a 1X en la medición con la misma componente después de colocar las corrección calculadas. Figura 11. Se puede inicial. se pueden apreciar los agujeros roscados espaciados a 15°. En la figura 11. La magnitud se ha casi 10 veces. antes y después de balancear la máquina.8 se muestra una fotografía con el plano de balanceo del lado de la descarga del compresor.
2 Ubicación de los puntos de medición .1 Bombas Centrífugas analizadas Figura 12.2) Figura 12. En el dominio de la frecuencia. usualmente la frecuencia mas alta es la portadora y es alterada en amplitud por otra frecuencia de mucho menor valor. Las dos bombas fueron identificadas como BH1 y BH2. pero la amplitud cambia constantemente. la modulación de la amplitud aparece en el dominio del tiempo con una variación en la amplitud de la señal. y aparecen dos nuevas componentes. que aparece cuando dos equipos operan montados sobre una misma base y a velocidades muy cercanas. En este caso se analizan las vibraciones producidas por dos bombas hidráulicas (figura 12. aunque las mediciones que se muestran corresponden a la bomba BH1 solamente (figura 12. una a 1 798 RPM y la otra a 1733 RPM. La señal de onda resultante tiene un periodo constante o una fase constante. De forma general. el espectro de frecuencias cambia. Pero cuando existen dos frecuencias muy cercanas.Caso de Estudio 12 Modulación de Amplitud (Pulsaciones) en Bombas Centrífugas En el siguiente problema se analiza un caso especial de modulación de la amplitud. se producen bandas laterales alrededor a la componente de la frecuencia portadora.1) que operan a velocidades muy cercanas. una es la suma de las dos frecuencias y la otra es la resta de estas. ya que estas dos frecuencias no provienen de la misma raiz .
pero manteniendo el número de líneas. sino que es simplemente el efecto de la pulsación producida.96 -28. en la cual se genera esta nueva frecuencia.9 Hz) que aparecía en el espectro de la figura anterior. esto aumentaría la resolución. se puede apreciar que la componente 1X (29.4. no corresponde al 2X de ninguna de las bombas.84 Hz.96 Hz) de la bomba BH1 y a la componente 1X (28. También aparece en el espectro la resta de ambas frecuencias 1X. Además se puede apreciar que la componente a 58. ACBM2P 500HZ-1600L Figura 12.3 Espectro de Frecuencias en el punto MIV ESP-BH1-MIV.2 Hz. para este tipo de motor.88Hz = 1. En el espectro de frecuencias de la figura 12.88 Hz).88 Hz) de la bomba BH2.4 Espectro de Frecuencias en el punto MIV . Esta componente aparece subsincrónica y muchas veces es muy dificil de apreciar. que es 29. ACBM2P 100HZ-1600L Figura 12. La única manera de descifrar realmente lo que ocurre en el espectro de frecuencias. en realidad envolvía a la componente 1X (29. a menos que se disminuya mucho mas el ancho de banda y se aumente la resolución. Aunque la componente a 1X (29. ESP-BH1-MIV. llama la atención la componente a 59.08 Hz.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto MIV mediante un acelerómetro montado en base magnética. en este espectro se aprecian las dos componentes por separado.9 Hz) mostrada es normal o un poco mas grande que lo normal. que de manera común se confunde con la componente a 2X causada por la desalineación paralela. que es la suma de las dos frecuencias fundamentales de las bombas (29.En la figura 12. que son el efecto del desbalance causado por la propia bomba BH1 y lo que se transmite a través de la base del efecto del desbalance de la bomba BH2. es tomando una nueva medición con un ancho de banda de frecuencias mucho menor.96 + 28.
que en la realidad es el efecto de las pulsaciones. que es la resta de las frecuencias de cada máquina. Es importante resaltar que esto no corresponde a una falla. Aparece un patrón en forma de modulación de la amplitud.5 Señal en el dominio del tiempo punto MIV Figura 12. la diferencia de tiempos entre los máximos de amplitud es de 1. causadas por la cercanía entre las velocidades de ambas máquinas.08 Hz. Figura 12. aparece un sonido que se puede percibir como un ronroneo a baja frecuencia.92s.576s = 0.6 Señal en el dominio del tiempo punto MIV .5.6.497s 0. es simplemente un efecto causado por la transmisibilidad de las vibraciones de una máquina a la otra. se muestra la señal en el dominio del tiempo tomada en el mismo punto MIV. y en términos de frecuencia sería 1. y corresponde con los aumentos y disminuciones de las amplitudes de vibración que el sólido le transmite al aire.En la figura 12. La clave esta en ver la señal en el dominio del tiempo y/o aumentar las resolución del espectro para detallar de manera precisa las componentes vibratorias. aunque si hay que tener cuidado a la hora de realizar un diagnóstico y no confundirlo con una desalineación. que coincide con la componente frecuencial del espectro. Como se puede apreciar en la figura 12. Cuando ocurre el fenómeno de las pulsaciones.
Los niveles globales de vibración para esta máquina se incrementaron desde la última medición de 1. utilizando un acelerómetro montado sobre una base magnética. incluyendo la existencia del ruido blanco.1 Anclajes de la bomba centrífuga analizada Figura 13. se muestran mediciones de vibración en velocidad integrada en mm/s. Figura 13. a partir del patrón del espectro de frecuencias de sus vibraciones. pero por lo general. En este caso. Para ello se analiza una bomba centrífuga. tomadas en la bomba en la dirección vertical. y un levantamiento de la base del espectro (ruido blanco). aparecen frecuencias sincrónicas y media-sincrónicas.2 Ubicación de los puntos de medición .9 mm/s rms a 6.Caso de Estudio 13 Aflojamiento Mecánico en Bomba Centrífuga El propósito de estudiar el siguiente caso. medidas con un foto-tacómetro al momento de realizar las tomas de datos de vibración. observa el patrón y la forma de la señal. para diagnosticar el aflojamiento o juego mecánico. No existe ninguna frecuencia definida característica del aflojamiento mecánico. El especialista en la práctica. en el punto definido como MOV (ver figura 13.2). es el de identificar el aflojamiento mecánico en máquinas.8 mm/s rms. cuya velocidad de operación es de 3 582 RPM.
4 se muestra el espectro de frecuencias manteniendo su escala de amplitudes con el fin de compararla con el de la figura 13. ESP-BC13-MOV ACBM2P 250HZ-1600L Figura 13. 1X.5X. 1.3. Luego de corregir el problema del aflojamiento mecánico estructural en esta bomba centrífuga. así como todas las componentes sincrónicas y media-sincrónicas. El ruido blanco ha desaparecido.3 Espectro de Frecuencias en el punto MOV ESP-BC13-MOV ACBM2P 250HZ-1600L Figura 13.4 Espectro de Frecuencias en el punto MOV . producto de los golpes causados por el aflojamiento existente.En la figura 13.3 se muestra el espectro de frecuencias de las vibraciones medidas en el punto MOV.5X y 3X en la figura.9 mm/s rms. que es el levantamiento de la base del espectro (ruido blanco) y la aparición de componentes sincrónicas y mediasincrónicas. 2.5X. que se han identificado como 0. 2X. se realizó una nueva medición en el mismo punto y la vibración global se redujo a 1. En la figura 13. A simple vista se puede detectar la firma típica del aflojamiento mecánico.
como se muestra en la figura 14. aunque el hecho de que haya aumentado en las últimas 5 mediciones es significativo de que algo anda mal. lo que indica que la responsable del aumento de las vibraciones sea un efecto causado por impactos.27 mm/s a 1. y no la vibración sinusoidal.30 mm/s a 5. este último sigue siendo un valor normal para una bomba de este tipo.2. podría ser un rodamiento defectuoso. etc. MOA) y 3 de la bomba (BIH. La tendencia de niveles de vibración para el punto BIV se muestran en la figura 14. cuyas especificaciones son: Potencia: 30HP RPM: 1 760 Rodamientos: SKF 6308 Esta máquina esta incluida dentro de un plan de mantenimiento basado en condición. La vibración sinusoidal es causada por el Figura 14. El valor pico si presenta un incremento exagerado de 3. Un ejemplo.1. de impactos. MIV.Caso de Estudio 14 Incremento de los Niveles de Vibración por Defecto en Rodamiento En el siguiente caso se analizan las vibraciones producidas por un motor eléctrico trifásico de 460V.1 Puntos de medición de vibraciones Figura 14.46 mm/s en las últimas 5 mediciones. Es interesante notar que el valor global de vibración en rms solo se incremento de 1. MOV.2 Tendencia de Vibraciones en BIV .68 mm/s. donde se le realizan mediciones semanales de niveles globales de vibración en 5 puntos del motor (MIH. un rozamiento. MOH. BIV y BIA). acoplado a una bomba centrífuga.
En el espectro de frecuencias de la figura 14.4 Ventana de la base de datos del Programa FCER . Utilizando el programa FCER suministrado en el CD.3.8 y 430. todas las componentes anteriores aparecen con levantamiento de la base (ruido blanco). Es importante recordar que el aro interno gira a la misma velocidad del rotor 1X. Al multiplicar la velocidad de giro del rotor (29. y que el problema tiene que ver con impactos. resulta una frecuencia de falla de 143.2 Hz. exactamente las que aparecen en el espectro de frecuencias.1 Hz) por el factor BPFI (4. ESP-BC14-BIV ACBM2P 500HZ-1600L Figura 14. e introduciendo la opción de búsqueda para el rodamiento SKF 6308. como se muestra en la figura 14.desbalance. indicando un defecto en el aro interno del rodamiento.4 Hz. Además. aparecen sus frecuencias de falla. ya que el patrón de componentes sincrónicas y ruido blanco es típico de un aflojamiento mecánico. en este caso entre el aro interno y los elementos rodantes. esto simplemente indica que la proporción entre el valor pico y el rms ha crecido.4. aparecen componentes armónicas de la frecuencia no-sincrónica de 143.4 Hz y sus armónicas 286. por ejemplo.1 Hz y sus sincrónicas.928). pudiera ser que exista desgaste de la pista del aro interno. En la misma gráfica también se puede ver como el valor del Factor de Cresta (Pico/rms) se ha incrementado.3 Espectro de Frecuencias en el punto BIV Figura 14. también se aprecia el pico de la velocidad de giro del rotor de 29.
2 Punto de medición de vibraciones . utilizando un acelerómetro montado sobre una base magnética. y será la que corresponde a la componente sincrónica 1X a identificar en los espectros de frecuencia de vibración.489 11.28 108.2.1 Vista superior de la bomba centrífuga Figura 15. pico y factor de cresta (CF = pico/rms) se muestran a continuación: RMS PICO CF A [G] V [mm/s] D [um] E3 [GE] 2.689 --2. tal como se muestra en las figuras 15.42 --3. Los valores globales de vibración en aceleración. desplazamiento integrado y envolvente.47 Hz). velocidad integrada. medidos en el punto BIH en la dirección horizontal.530 Figura 15.233 4. La velocidad de operación de la máquina fue medida con un tacómetro infrarrojo resultando en 3 508 rpm (58.254 11.1 y 15.Caso de Estudio 15 Altos Niveles de Vibración Global en Bomba Centrífuga En este caso se analiza una bomba centrífuga con altos niveles globales de vibración.563 1.7 8. en rms.36 19.
pararse encima de ella (90 Kg mi caso) le suministraría suficiente masa como para hacer que la frecuencia natural excitada baje de 20 a 40 Hz. es por ejemplo añadiendo masa al sistema y ver su respuesta vibratoria.9 Hz desaparezca del espectro.4 se muestra el espectro de frecuencias de la respuesta del sistema luego de realizar una prueba de impacto en la bomba (con la máquina apagada).9 Hz.4 Prueba de impacto en el punto MOV .3 Espectro de Frecuencias en el punto BIH ESP-BC15-BIH ACBM2P 500HZ-1600L Figura 15. Esta es la frecuencia que se está excitando durante la operación de la bomba y es la que está produciendo los altos niveles de vibración del sistema. aunque se puede notar de manera muy clara una frecuencia de resonancia a 69. El pico a 58. Esta componente a 69.En el espectro de frecuencias de la figura 15. ESP-BC15-BIH ACBM2P 500HZ-1600L Figura 15.3 se puede deducir fácilmente que los altos niveles globales de vibración provienen de la componente a 69. como el caso de esta bomba centrífuga. Una manera muy sencilla para corroborar esto en sitio y en tiempo real. sería aconsejable verificar si no es causado por una frecuencia de resonancia. si es posible.9 Hz que tiene una amplitud de casi 15 mm/s. En la figura 15. este tipo de frecuencias por lo general son causadas por fallas en cojinetes con elementos rodantes.9 Hz corresponde a un pico nosincrónico.47 Hz corresponde al 1X RPM de la máquina. Aunque como esta muy cercana a la componente 1X RPM y su base es bastante ancha. haciendo que inmediatamente el pico de 69. Aparecen varias componentes de resonancia causadas por el impacto.
en unidades de Aceleración (G´s). se realizaron con la misma carga y con una velocidad del rotor entre 1 784 y 1 789 RPM.Caso de Estudio 16 Defecto en Aro Externo de Rodamiento. etc. Todas las pruebas que se muestran a continuación. girar el rodamiento para cambiar la ubicación del defecto.2 Montaje del Acelerómetro . El objetivo del presente caso. En la figura 16. Se utilizó un acelerómetro montado directamente sobre el portacojinetes en la dirección vertical. Se utilizó un sistema rotor-cojinete de laboratorio. se analiza tanto la respuesta de la vibración en función del tiempo como en función de la frecuencia. con la particularidad de que se conoce la ubicación del defecto en el rodamiento.1 se muestra el rodamiento con el defecto ubicado en su parte inferior (se hizo un muesca en el lado externo para conocer la ubicación del defecto). Figura 16.2. con la finalidad de poder realizar varias pruebas con este rodamiento defectuoso.1 Defecto en el Aro Externo . como se muestra en la figura 16. es el de visualizar el efecto vibratorio producido por un defecto en la pista del aro externo de un cojinete con elementos rodantes. Banco de Pruebas en Laboratorio. entre ellas: variar la velocidad y la carga del rotor.Abajo Figura 16.
052X. con el defecto en la pista del aro externo ubicado en la posición inferior.sin defecto Como referencia se muestra en la figura 16.4 se muestra la gráfica de las vibraciones en función del tiempo.3 Gráfica en función del tiempo .3. producto de estos golpes que se generan cada vez que los elementos rodantes impactan el defecto en el aro externo del rodamiento. lo que es un valor bastante alto. tendremos: Lo que indica que los impactos observados en la gráfica de la figura 16.4. tal como se mostró en la figura 16. que los impactos producen aceleraciones en el orden de 2 a 4 G ´s. por lo que si se multiplica por la velocidad de rotación del eje. la señal en función del tiempo para el rodamiento sin defectos. . utilizando la misma escala de amplitud utilizada para las demás pruebas.Figura 16. En la figura 16. coinciden con el paso de los elementos rodantes sobre el defecto en la pista del aro externo del rodamiento.4 Defecto en la parte Inferior del aro externo La frecuencia de paso de fallo por el aro externo (BPFO) para este rodamiento es de 3.1. También se puede apreciar a simple vista de la gráfica. El periodo de repetición de los impactos mostrado es: Por lo que su frecuencia será: Figura 16.
5 Defecto en el Aro Externo .En la figura 16. en comparación con la gráfica de la figura 16. El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es el mismo que en el caso anterior: Figura 16. para apreciar el efecto vibratorio. Los impactos siguen apareciendo a la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo.Arriba Su frecuencia es: Si se divide este valor entre la velocidad del rotor. por efecto de la gravedad. en donde los impactos se apreciaban con aceleraciones positivas.6 Defecto en la parte Superior del aro externo . (Esto también depende de la ubicación del sensor de aceleración mostrada en la figura 16. Aunque se supone que la carga y el peso del sistema actúan de forma mas acentuada cuando el defecto está en la parte inferior. se presenta la respuesta del sistema en este caso.4. moviéndose el defecto en el aro externo a la posición superior.1. Figura 16. obtendremos la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo para este rodamiento. aunque en este caso se observa que ocurren mayormente con aceleraciones negativas.5 se muestra el rodamiento rotado 180° desde la posición de la figura 16.1).
es comparar las gráficas de vibración en función de la frecuencia para cada uno de estos casos. se obtiene la frecuencia del paso de los elementos rodantes por el defecto en el aro externo para este rodamiento. El siguiente paso.7 Defecto en el Aro Externo Lateral Si se divide otra vez este valor entre la velocidad del rotor. Su frecuencia es: Figura 16.1.8 Defecto en la parte Lateral del aro externo .7 se muestra el rodamiento rotado 90° desde la posición de la figura 16. El periodo de paso de los elementos rodantes por el defecto es el mismo que en los casos anteriores: Figura 16.En la figura 16. moviéndose el defecto en el aro externo a la posición lateral.
1). ya que es necesaria la resolución del espectro para poder detallar con claridad el defecto. Figura 16.9 se muestra el espectro de frecuencias de vibración del rodamiento con el defecto en el aro externo hacia abajo (tal como se muestra en la fotografía de la figura 16.78. Observe en la figura 16.052X y sus armónicas: Figura 16. así como las altas frecuencias. Otro detalle de importancia en estos casos es realizar mediciones de baja y alta frecuencia. 89.34 ).90). 181. La frecuencia de paso de bolas por el aro externo para este modelo de rodamiento es de 3. pero también aparece la frecuencia de paso de elementos rodantes por el aro externo (BPFO) y sus armónicas (90.90.9 Espectro de Frecuencias Defecto Abajo En la figura 16.56. se aprecia el espectro de frecuencias de la envolvente de vibración con un paso de banda entre 500 y 10 000 Hz) para el mismo defecto anterior.10. Aparece la frecuencia giro del eje y sus frecuencias sincrónicas (29.34 Hz) con la frecuencia de falla BPFO (90.10 Espectro de Frecuencias de Envolvente . Es de hacer notar que las frecuencias sincrónicas han sido removidas por el filtrado. lo que deja un espectro de frecuencias mucho mas limpio para observar el defecto en el rodamiento.9 la cercanía de la tercera frecuencia sincrónica (89.En la figura 16.8 ) lo que es característico de este tipo de falla en el cojinete. 59.
E es la máquina en donde se toma la data. ELD: Identifica el punto de medición. BIH será el punto de medición en la Bomba. ESP-BC10-BIH ACBM2P 250HZ-1600L ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL . L es la ubicación longitudinal y D es la dirección. AA00: Las primeras dos letras son la abreviatura del tipo de equipo y los dos números indican su número de codificación.Nomenclatura Nomenclatura Utilizada en los Gráficos de Vibración en el Dominio de la Frecuencia ESP: Código que indica que la gráfica de vibración es en el dominio de la frecuencia. por ejemplo 1600L serán 1600 líneas de resolución. BC01 será una Bomba Centrífuga identificada con el número 01. donde SS es el tipo de sensor de vibración. FFFF: Es el ancho de banda utilizado en la captura de la data de vibración en Hertz (Hz). por ejemplo 1000HZ será un ancho de banda de 1000 Hz. así por ejemplo. del lado Interno y en la dirección Horizontal. donde. SSBBCC: es el código del tipo de sensor utilizado. NNNN: Es el número de líneas de resolución en el espectro de frecuencias. así por ejemplo. BB es el tipo de base y CC es el tipo de contacto entre base y máquina.
Código AA BC: Bomba Centrífuga BH: Bomba Hidráulica CC: Compresor Centrífugo VV: Ventilador SP: Soplador CM: Centro de Mecanizado CE: Transmisión TG: Turbina a Gas TV: Turbina a Vapor Código E: B: Bomba M: Motor C: Compresor T: Turbina D: Caja de Engranajes Código L: I: Lado Interno o Lado Acople O: Lado Externo o Lado Libre M: Lado del Motor B: Lado de la Bomba C: Lado del Compresor T: Lado de la Turbina Código D: H: Horizontal V: Vertical A: Axial Código SS: AC: Acelerómetro VE: Sensor Sísmico o de Velocidad DD: Sensor de Proximidad Código BB: BM: BS: CD: SB: Base Magnética Base Sólida Conexión Directa Sin Base Código CC: 2P: EX: DS: AD: EP: SD: AT: 2 Patas Extensión Disco Adhesivo Epóxico Soldada Atornillada ESP-AA00-ELD SSBBCC FFFFHZ-NNNNL .
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