ANÁLISIS VIBRACIONALPATRÓN DE DIAGNÓSTICO DE FALLAS (Ref. Technical Associates of Charlotte) ADAPTACIÓN SIXTO SARMIENTO CHIPANA Machinery Lubricant Analyst Level II Vibration Analyst Level II [email protected] LUIS ROJAS MOSQUERA Infrared Thermographer Level II Ultrasound Analyst Level I [email protected] Perú, agosto del 2010 Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS Origen del problema problema: : Desbalance estático Espectro típico Relación de fase El Desbalance Estático muestra fases iguales y estables [fijas (sin fluctuación)]. La amplitud debida al desbalance sube en relación al cuadrado de la RPM (debajo de la primera velocidad critica del rotor); un incremento de RPM de 3 veces = Vibración 9 veces más alta. La cresta en 1 x RPM siempre está presente y por lo general domina la espectro. Puede corregirse al colocar una única pesa de corrección de equilibrio en un solo plano en línea con el centro de gravedad (CG) a lo largo del rotor. Diferencia de fase entre los horizontes OB e IB: 0° aproximadamente, así como entre los verticales OB e IB. Se ve una diferencia de fase de 90° aproximadamente entre las lecturas horizontal y vertical en cada apoyo del rotor desbalanceado ( ±30°). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS Origen del problema problema: : Desbalance de par o cupla Espectro típico Relación de fase El Desbalance Tipo Par de fuerzas genera un movimiento fuera de fase de 180° de un mismo eje. 1X RPM siempre está presente y por lo general domina al espectro. La amplitud varia con el cuadrado de la velocidad en incremento debajo de la primera velocidad crítica del rotor. Puede causar una fuerte vibración axial tanto como radial. Su corrección requiere colocar pesas de corrección en por lo menos 2 planos. Observe que debe existir una diferencia de fase de 180° aprox. Entre mediciones horizontales OB e IB, así como entre los verticales OB e IB. IB Además, por lo general existe una diferencia de fase de 90° aproximadamente entre las lecturas horizontal y vertical en cada apoyo ( 30°). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS Origen del problema problema: : Desbalance dinámico Relación de fase Espectro típico El Desbalance Dinámico es el más común y es una combinación de desbalance estático y de par de fuerzas. 1X RPM domina el espectro. Se requiere en absoluto una corrección de 2 planos. planos Aquí, la diferencia de fase radial entre los apoyos lado libre y lado acoplado puede abarcar un rango de 0° a 180°. Sin embargo la diferencia de fase de los apoyos horizontales será similar a la diferencia entre las fases verticales ( 30°). Así mismo, en caso de que predomine el desbalance, una diferencia de fase de 90° aproximadamente resultará entre las lecturas horizontal y vertical de cada apoyo ( 40°). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS Origen del problema problema: : Desbalance del rotor en voladizo Espectro típico Relación de fase El Desbalance de Rotor en voladizo causa una amplitud alta al 1X RPM en ambas direcciones radial y axial (por el efecto de palanca del voladizo). voladizo) Las lecturas axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fase radiales pueden ser inestables. Sin embargo, la diferencia entre las fases horizontales coincidirán por lo general con la diferencia entre las fases verticales del rotor ( ±30°). Estos rotores presentan ambos desbalances estáticos y par de fuerzas. Por lo tanto, las masas de corrección siempre tendrán que colocarse en 2 planos para contrarrestarlos. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS Origen del problema problema: : Rotor excéntrico Relación de fase Espectro típico La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación esta fuera de la línea central geométrica de una polea. rotores La comparación de fase horizontal y vertical por lo general muestra una diferencia de 0° o de 180° (indicadores de un movimiento rectilíneo). pero incrementa la vibración en la otra (relativo a la cantidad de excentricidad). etc. . un engranaje. rectilíneo) Los intentos de balancear un rotor excéntrico dan frecuentemente como resultado una reducción de la vibración de una de las direcciones radiales. una armadura de motor. La vibración mayor ocurre en 1X RPM del componente excéntrico en la dirección definida por la línea a través de los centros de los dos rotores. un rodamiento. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . La vibración dominante por lo general ocurre en 1X si la flexión esta cerca del centro del eje. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Utilice un indicador de dial para confirmar la flexión del eje. pero ocurre en 2X en caso de una flexión cerca del acoplamiento. asegúrese de compensar las fases axiales cuando se tiene que invertir la dirección del sensor). el eje puede doblarse o flexionar sólo cuando gira el rotor. En unos casos. (Al medir la fase.Origen del problema problema: : Eje doblado Espectro típico Relación de fase La presencia de un eje doblado causa una vibración axial alta con diferencias de fase axial de aproximadamente 180° en un dado componente de la máquina. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . 2X ó 3X dominen. 180° fuera de fase al [en] comparar las fases AXIALES de ambos lados de acople. A diferencia del Aflojamiento u Holgura Mecánica del Tipo C.Origen del problema problema: : Desalineamiento angular Espectro típico Relación de fase La Desalineación Angular se caracteriza por una vibración axial alta. Estos síntomas también pueden indicar problemas de acoplamiento. Sin embargo. no es inusual que 1X. estos múltiples armónicos no se acompañan de un piso de ruido elevado en los espectros. Tendrá una vibración axial alta tanto en 1X como en 2X RPM. Una desalineación angular severa puede presentar muchos armónicos de 1X RPM. o incluso toda una serie armónica de alta frecuencia similar a la apariencia de la holgura o el aflojamiento mecánico [mecánica]. Cuando la desalineación angular o radial es severa.Origen del problema problema: : Desalineamiento radial Espectro típico Relación de fase La Desalineación Radial o paralela tiene características de vibración similares a la Desalineación Angular pero presenta una vibración radical alta que se aproxima a 180° fuera de fase al [en] comparar las fases RADIALES en ambos lados del acople. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Generalmente no presenta piso de ruido elevado. pueden generar picos de amplitud alta en armónicos mucho mas altos (4X – 8X). El tipo de acoplamiento y su material influyen enormemente en el espectro total cuando la desalineación es severa. Frecuentemente 2X es mayor que 1X. pero la relación de las amplitudes 1X y 2X depende del tipo de acople. Por lo general se debe retirar el rodamiento e instalarse correctamente.Origen del problema problema: : Cojinete desalineado e inclinado sobre el eje El rodamiento inclinado genera una vibración axial considerable.30°) [Lo normal en analizar la fase muestra unas fases axiales iguales (adentro de una tolerancia de ( 30°) en todos los puntos de la misma caja de apoyo]. correctamente Un rodamiento que no presenta problemas tendrá fases axiales iguales a la periferia (+/. y entre la parte izquierda y derecha de la caja que soporta el rodamiento. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . El tratar de alinear el rodamiento o alinear el rotor no solucionara el problema. Causará un movimiento torcido con un cambio de fase AXIAL de aproximadamente 180° entre la parte superior e inferior. 90° a 180° entre las lecturas verticales en el perno. El Tipo A se debe a una holgura/debilidad Estructural de las bases de la máquina. también se debe a un mortero deteriorado. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . El análisis de fase puede revelar una diferencia de fase de aprox. en la base de la máquina. y a la distorsión del armazón o de la base (Por ejemplo. pata coja). en la placa base y en la base en si. a pernos de sujeción sueltos en la base. B o C. de la placa base o del cimiento.Origen del problema problema: : Soltura Mecánica TIPO A Relación de fase Espectro típico La Holgura o Aflojamiento Mecánicos se notan por un espectro de vibración tipo A. Origen del problema problema: : Soltura Mecánica TIPO B La Holgura o Aflojamiento Mecánicos se notan por un espectro de vibración tipo A. rodamiento Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . B o C. a fracturas en la estructura del armazón o en el pedestal de rodamiento. El Tipo B por lo general se debe a pernos de soporte y sujeción flojos. Con frecuencia el Tipo C se debe a que el aro exterior del rodamiento esta flojo en su tapa.5X.5X. 2. o por un impulsor u otro rotor suelto en su eje. Además la holgura PUEDE provocar múltiples sub-armónicos en exactamente 1/2 ó 1/3 RPM (. 1. la Holgura Mecánica es altamente direccional y puede provocar lecturas notablemente diferentes si se comparan los niveles en incrementos de 30° en dirección radial en toda la caja del rodamiento. A menudo.5X. etc. Causa un truncamiento de la forma de onda y un piso de ruido mayor en el espectro.). sobre todo si el rotor cambia de posición en el eje de un arranque al otro. . Con frecuencia la Fase de Tipo C es inestable y puede variar de una lectura a otra. a un claro excesivo en cojinetes planos y rodamientos.Origen del problema problema: : Soltura Mecánica TIPO C El Tipo C normalmente aparece por causa de un ajuste inadecuado o de un desgaste entre las partes componentes originando muchos armónicos debido a la respuesta no lineal de las partes sueltas frente a las fuerzas dinámicas del rotor. a un rodamiento suelto dando vueltas en su eje. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS etc. Origen del problema problema: : Rodamientos 4 etapas del daño Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . por HFD (g) y por el pulso de Choque (dB). a medida que se incrementa el deterioro [la deterioración].000 Hz.200 000 – 3 600 000 CPM). Estas últimas frecuencias son evaluadas por el filtro Spike Energy (gSE). Por ejemplo. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .Origen del problema problema: : Rodamientos ETAPA 1: Las primeras indicaciones de problemas aparecen en un rango de frecuencias ultrasónicas entre aproximadamente 250.000 000 – 350.60 000 Hz (1. La adquisición de espectros envolventes (demodulados) [(desmodulados)] de alta frecuencia confirma si el rodamiento [cojinete] se encuentra o no en la Etapa 1 de Daño. . luego. cae en el rango [la playa] de aproximadamente 20 000 . el nivel de Spike Energy puede alcanzar aproximadamente 25 gSE en la Etapa 1 (el valor real depende de la ubicación de la lectura y de la RPM de máquina). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . de .5 2 kHz).50 gSE). según material y tamaño del rodamiento.25 a .Origen del problema problema: : Rodamientos ETAPA 2: El paso de elementos sobre [encima de] ligeros defectos del rodamiento comienzan a “excitar” una(s) frecuencia(s) natural(es) (Fn) de los componentes (aros. Ocurren usualmente en un rango de 30K – 120K 120 CPM (0. jaula). Unas bandas laterales aparecen arriba (derecha) y abajo (izquierda) del pico de la frecuencia estructural excitada al final de la Etapa 2. La energía Spike Energy crece (por ejemplo. Dichas frecuencias también pueden ser resonancias estructurales del apoyo del rodamiento. 1 a más de 1 gSE). Los espectros demodulados [desmodulados] de alta frecuencia y envolventes ayudan a confirmar la ETAPA 3. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . ¡Reemplace los rodamientos inmediatamente! (a pesar que las amplitudes de las frecuencias de defecto aparezcan despreciables en el espectro). en amplitud y en cantidad. La energía Spike Energy sigue incrementándose (por ejemplo. sobre todo cuando varias bandas laterales bien formadas acompañan a los armónicos de frecuencia de defecto del rodamiento. aparecen más armónicos de frecuencia de defecto y las bandas laterales crecen. de . A medida que progresa el deterioro.Origen del problema problema: : Rodamientos ETAPA 3: Aparecen frecuencias de defecto del rodamiento y sus armónicos. tanto alrededor de las frecuencias de defecto que de las frecuencias naturales de componente del rodamiento [cojinete]. En esta etapa por lo general el daño se hace visible y puede extenderse a toda la periferia del rodamiento [cojinete]. justo previo al fallar catastrófico.Origen del problema problema: : Rodamientos ETAPA 4: Hacia el final. Además. sin embargo. las amplitudes tanto del piso de ruido de alta frecuencia y del Spike Energy (o similar) pueden en efecto disminuir. Crece y normalmente causa la aparición de muchos armónicos de 1X. Las frecuencias naturales discretas de rodamientos y componentes comienzan a “desaparecer” y se ven reaplazadas por un piso elevado o “ruido de piso” aleatorio de alta frecuencia sobre una banda ancha. incluso se afecta la amplitud en 1X RPM. la energía Spike Energy y HFD por lo general se disparan a amplitudes excesivas. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Origen del problema: Rodamientos Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Origen del problema problema: : Resonancia Espectro típico Relación de fase La Resonancia ocurre cuando la Frecuencia de Oscilación Forzada coincide con una Frecuencia Natural de Sistema. significativo) . Un rotor en resonancia o cerca de ella puede ser casi imposible de balancear debido al importante cambio de fase al entrar y cruzar la resonancia (90° en resonancia. Puede causar una drástica amplificación de amplitud que puede resultar en un daño prematuro. en el cimiento. Las frecuencias naturales generalmente no se alteran con cambio de velocidades de giro. La solución común requiere el cambio de la frecuencia natural hacia una frecuencia más alta o más baja (por alteración de rigidez o de masa). en la caja de engranaje o incluso en las correas (fajas) de poleas. casi 180° al salir de ella). lo cual facilita su identificación (con excepción de los equipos con cojinetes planos de babbit y de los Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS equipos con un cantilibre o voladizo significativo). o incluso catastrófico. Puede excitarse una frecuencia natural del rotor pero puede también originarse en la base. Es inherentemente inestable y puede fallar catastróficamente. 1/4. 1/3. excitando una o más resonancias.…… ……1/n). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . El contacto puede ser parcial o anular (alrededor de toda la revolución del eje). Normalmente genera una serie de frecuencias. Un rozamiento en toda la circunferencia (sobre toda la rotación) puede inducir una presesión hacia atrás (con el rotor “remolinando” a una velocidad critica en dirección opuesta a la rotación). Puede ser un evento serio de baja duración si el eje toca el metal babbit del cojinete plano. El rozamiento puede excitar altas frecuencias (similar al ruido de banda ancha de una tiza en el pizarrón). según los valores de las frecuencias naturales del rotor. El contacto puede excitar sub-armónicos de 1X (1/2. 1/5.Origen del problema problema: : Rozamiento de rotor Un rozamiento del rotor produce un espectro similar a la Holgura Mecánica cuando una parte rotativa toca un componente estacionario. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .Origen del problema problema: : Degaste y juego en cojinetes de fricción Las últimas etapas de desgaste de los cojinetes plano por lo general se evidencian por la presencia de series completas de armónicos de la RPM (hasta 10 ó 20). A menudo un cojinete plano “borrado” (rozado) permite una amplitud vertical alta en comparación con la amplitud horizontal. Estos niveles serán [se quedarían] despreciables si la holgura entre eje y pared de babbit se encuentra [encontraría] dentro de las especificaciones. Los cojinetes planos con holgura excesiva permiten mayores niveles de vibración por un desbalance o desalineamiento MENORES. pero puede a veces mostrar solo un pico pronunciado en 1X RPM. El remolino es una vibración excitada por la película de aceite. Llega por desviación de las condiciones operativas normales (cambios en ángulo relativo con la vertical y la relación de excentricidad). Afectan el remolino los cambios de viscosidad. El remolino es inestable ya q incrementa las fuerzas radiales que aumentan las fuerzas del mismo remolino. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . cojinete La fuerza desestabilizadora en dirección de la rotación resulta en un remolino (una presesión hacia delante).48X RPM. Es excesivo si la amplitud excede el 40% del claro del cojinete. Puede ser muy severo. Empuja el eje adentro del cojinete. permitiendo que la cuña de aceite mueva la posición del eje adentro del cilindro cojinete..Origen del problema problema: : Inestabilidad por remolino de aceite La inestabilidad por remolino de aceite ocurre a . Se vuelve inestable cuando la frecuencia de remolino coincide con una frecuencia natural del rotor. Puede hacer que el aceite no soporte al eje.40 . la presión de lubricación y las precargas externas. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .Origen del problema problema: : Inestabilidad por efecto orbital en cojinetes de fricción El latigazo de aceite puede ocurrir si existe remolino y si la máquina gira en o por arriba del doble de la velocidad crítica del rotor. Entonces. esta frecuencia siendo sub-armónica a la 1X RPM (al momento del latigazo). Puede ocasionar una vibración excesiva que la película de aceite ya no será capaz de soportar (así facilitando el contacto del eje y del babbit). la frecuencia de remolino se “fija” en la velocidad crítica del rotor y ya no cambia aunque la máquina se lleve a una RPM más y más alta. Cuando el rotor llega alrededor de esta RPM (el doble de la crítica). o en la misma dirección de rotación) en una frecuencia correspondiente a la velocidad crítica del rotor. la frecuencia del remolino estará muy cerca del valor de la velocidad crítica del rotor. el latigazo produce un movimiento lateral de precesión delantera (hacia delante. De hecho. una BPF de amplitud grande (y armónicos) puede generarse en una bomba en caso de que el espacio entre los álabes y los difusores estacionarios no sean igual en toda la periferia. a unas obstrucciones que interrumpen el flujo. no presenta problemas. compresores Usualmente. a los ajustes del deflector/ válvula o si el impulsor/ rotor del abanico se posicionan de forma excéntrica dentro de la Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS caja. Así mismo. Además. la BPF puede deberse a doblamientos abruptos en la tubería (o en el ducto).Problema: Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Problema: Pasada de aspas y pasada de paletas Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. . Sin embargo. o en caso de que fallen las soldaduras de los difusores. De Alabes (o Aspas) X RPM. ventiladores y compresores. Esta frecuencia es inherente en bombas. La BPF alta en amplitud puede generarse en caso de que el anillo de desgaste de la carcaza se suelta y se atora en el anillo de desgaste del impulsor. la BPF (ó armónicos) puede coincidir con una frecuencia natural del sistema causando una alta vibración. Este trastorno de flujo causa una turbulencia que genera una vibración de baja frecuencia aleatoria.Problema: Problema : Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Turbulencia de flujo Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. Esta frecuencia es inherente en bombas. En un compresor centrifugo. el “surge” [surgimiento] dentro del compresor puede causar una vibración de banda ancha aleatoria en alta frecuencia. compresores La turbulencia de flujo ocurre a veces en los sopladores debido a variaciones en presión o en velocidad del aire que pasa a través del abanico o de los ductos conectados. frecuencia La turbulencia excesiva también puede generar una banda ancha de altas frecuencias.8 – 33 Hz). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . típicamente en el rango de 50 a 2000 CPM (aproximadamente 0. De Alabes (o Aspas) X RPM. ventiladores y compresores. Esta frecuencia es inherente en bombas. Por lo general. compresores La cavitación normalmente genera una energía de banda ancha aleatoria de alta frecuencia. ventiladores y compresores. succión La Cavitación puede ser destructiva en la parte interna de la bomba si no se corrige. Puede dañar en especial a los álabes del impulsor. SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Puede ocurrir durante la inspección y desaparecer en la siguiente inspección (si cambia el ajuste de la válvula de succión o elAdaptado nivelpor del tanque). Algunas veces se sobrepone con los armónicos de la BPF (frecuencia de paso de álabes). indica presión insuficiente de succión. la cavitación se debe a un flujo interno insuficiente.Problema: Problema : Fuerzas hidràulicas y aerodinámicas Cavitación Frecuencia de Paso de Alabes (BPF) = Núm. Por lo general. Cuando esta presente. con frecuencia se oye como si pasan gravas o “piedras” a través de la bomba. De Alabes (o Aspas) X RPM. Todos los picos son de amplitud baja.Problema: Engranajes (Espectro Normal) El Espectro Normal muestra crestas en la RPM del Engranaje principal y del Piñón junto con la Frecuencia de Engranaje (GMF “Gear Mesh Frequency”) y armónicos de GMF de amplitud muy baja. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Se recomienda colocar la F máxima en 3.25 X GMF (mínimo) cuando se conoce el número de dientes. Los armónicos GMF cuentan por lo general con bandas laterales de las RPM de giro de uno de los engranajes [espaciadas de la o las RPM a su alrededor]. Si no se conoce el número de dientes fije la F máxima en 200 X RPM en cada eje. y no aparece ninguna excitación de frecuencia(s) natural(es) de los engranajes. Las bandas laterales pueden ser un mejor indicador del desgaste que las frecuencias GMF en si. aunque las bandas de amplitud alta y la cantidad de bandas laterales que rodean el GMF por lo general ocurre cuando se nota el desgaste.Problema: Problema : Engranajes (Desgaste de dientes) dientes) El indicador clave del desgaste de dientes es la excitación de una frecuencia natural del Engranaje (Fn) junto con las bandas laterales alrededor de esta espaciadas a las [de la RPM] del engranaje defectuoso. las amplitudes más significativas ocurren por lo general en 2 X GMF ó en 3 X GMF (especialmente en 3XGMF). aun cuando la amplitud de GMF sea aceptable. La frecuencia de engrane GMF puede o no cambiar de amplitud. Además. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Problema: Problema : Engranajes (Carga de dientes) dientes) Normalmente la amplitud a la Frecuencia de Engrane queda muy sensible a la carga. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Cada análisis debe [debería] a máxima carga para lograr una comparación espectral significativa en un programa de monitoreo. sobre todo si las amplitudes de las bandas laterales permanecen bajas y no excitan las frecuencias naturales del engranaje. Las altas amplitudes en la GMF no necesariamente indican un problema. el backlash inapropiado excita unos armónicos de la GMF y una Frecuencia Natural del Engranaje.Problema: Problema : Engranajes (Excentricidad y juego) juego) Las amplitudes relativamente altas de las bandas laterales alrededor de los armónicos GMF sugieren normalmente una excentricidad del engranaje. Se puede identificar el engranaje defectuoso por el espaciado de las bandas laterales. las amplitudes disminuirán al incrementar la carga del sistema. En el caso del backlash inapropiado. un backlash inapropiado. Normalmente. Además. con bandas laterales espaciados de 1X RPM. o ejes no paralelos permiten que la rotación de un eje “module” la amplitud GMF o RPM del otro engranaje. el nivel 1X RPM del engranaje excéntrico será alto si la excentricidad es el problema principal. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . pero con niveles mucho más altos en 2X ó 3X GMF. A veces. los cuales tiene bandas de la velocidad de giro. Causa un patrón de desgaste disparejo.Problema: Engranajes (Desalineación del engranaje) La Desalineación de Engranajes casi siempre excita armónicos de la GMF (2X GMF u órdenes más altos). solo muestra una amplitud baja de 1X X GMF. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Observe que las amplitudes de las bandas no son iguales a los lados izquierdo y derecho de la GMF y de sus armónicos debido a la desalineación del diente. Además. las bandas laterales alrededor de 2X GMF serán espaciadas de 2X RPM. Es importante fijar la F máxima lo suficientemente amplio para capturar datos hasta por lo menos 3 X GMF. El tiempo entre los impactos (t) corresponde a 1/RPM del engranaje con problemas. además de excitar una frecuencia natural del engranaje con bandas laterales de 1X RPM alrededor de la Fn.Problema: Problema : Engranajes (Dientes rotos o trizados) trizados) Un diente quebrado o agrietado genera una amplitud en 1X RPM de este engranaje únicamente en la forma de onda de tiempo. ¡Las amplitudes de los impacto en la forma de onda alcanzan normalmente 10 hasta 20 veces la amplitud vista en la 1 X RPM en el espectro! Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Se detecta mejor en la forma de onda en el tiempo por el pico pronunciado cada vez que el diente dañado haga contacto con los dientes del engranaje vecino. Problema: Problema : Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes dientes) ) Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Literalmente significa que un(os) diente(s) de engranaje (TG/NA) contacta a un(os) diente(s) del piñón (TP/NA) y generará patrones de desgaste a cada cuantos dientes (en relación con el número de dientes del engranaje concernado y el factor NA. su aparición repentina en un espectro de monitoreo periódico puede indicar que pasaron partículas contaminantes por el endentado. resultando en un daño a los dientes de ambos engranajes. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .) puede resultar en crestas en Frecuencias fraccionales de GMF [del engranaje] (si NA > 1). donde NA en una combinación de dientes equivale al producto de los factores primos comunes al número de dientes en el engranaje y en el piñón (NA= Factor de Fase de Ensamblaje). Además.Problema: Problema : Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes dientes) ) La Frecuencia de Fase del Ensamblaje del Engranaje (GAPF por Gear Assembly Phase Freq. GAPF (o armónicos) pueden aparecer desde el principio si existieron problemas de fabricación. Problema: Problema : Engranajes (Frecuencia de encuentro de dientes dientes) ) Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . El defecto máximo ocurre cuando los dientes desformados (mal cortados u otro) del piñón y del engranaje se encuentran (en algunas transmisiones. según la formula fHT).Problema: Problema : Engranajes (Búsqueda de problemas de los dientes dientes) ) La Frecuencia de Encuentro de Dientes ( fHT por “Hunting Tooth”) ocurre por la presencia de defectos tanto en el engranaje arrastrador como en el piñón. Un juego de engranaje con este problema repetitivo del diente normalmente emite un sonido de “gruñido”. esto puede ocurrir únicamente en 1 de cada 10 hasta 20 revoluciones. o también del desgaste en el campo. pero como ocurre en frecuencias bajas predominantemente menores de 600 CPM. NA es el Factor de Fase de Ensamblaje definido anteriormente. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Con frecuencia modulará los picos de GMF y RPM del Engranaje. que suena debido a los errores de manipulación durante el proceso de fabricación. Puede causar una alta vibración. Observe que TENGRANAJE y TPIÑÓN se refieren al numero de dientes del engranaje y del piñón respectivamente. pasa desapercibida. causando una distorsión en el estator y problemas en el entrehierro. La excentricidad del estator produce una irregularidad estacionaria del entrehierro entre el rotor y el estator. el cual puede distorsionar al estator en si. sincrónicos Las patas cojas y las bases torcidas pueden resultar en un estator excéntrico. laminaciones y componentes sueltos) sueltos) Los problemas del estator generan una alta vibración de 2X la frecuencia de alimentación o línea eléctrica (2X FL ).Problema: Problema : Motores de inducción AC (Excentricidad del estator. Las laminaciones del estator con cortocircuito pueden causar un calentamiento irregular. El estator suelto a su carcasa se debe a una holgura o debilidad en el soporte del estator. Esto produce una vibración inducida por defectos térmicos que puede incrementarse significativamente con el tiempo de operación. produciendo una vibración muy direccional. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . La imperfección diferencial del entrehierro no debe pasarse del 5% para motores de inducción y del 10% para motores sincrónicos. Los valores comunes de FP oscilan entre 20 y 120 CPM (0. Los rotores excéntricos generan 2X FL. rodeados por bandas laterales de la frecuencia de Paso de Polos (FP). lo que produce una vibración pulsante (normalmente entre 2X X FL y el armónico de velocidad de giro más cercano). Una pata coja o un deslizamiento provoca a menudo un entrehierro variable debido a unas flexiones mecánicas (de hecho es un problema mecánico.Problema: Problema : Motores de inducción AC (Rotor excéntrico – Intervalo de aire variable) variable) El rotor excéntrico produce un entrehierro variable entre el rotor y el estator. eléctrico) Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Se requiere un espectro de “zoom” (alta resolución) para separar 2X FL y la armónica de velocidad de giro. así como por bandas laterales de FP que se encuentran alrededor de la velocidad de giro.2Hz). FP Aparece por si misma a una frecuencia baja (Frecuencia de Paso de Polo = Frecuencia de deslizamiento X # de polos). no eléctrico).3 – 0. Problema: Motores de inducción AC (Problemas de rotores) rotores) Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Las barras abiertas o sueltas del rotor se indican mediante barras laterales del doble de la frecuencia en línea (2X FL) que rodean la frecuencia de paso de barras del rotor (RBPF) y/o sus armónicas (2X RBPF y 3X RBPF). cuarto y quinto armónico de la RPM. con sólo una pequeña amplitud de 1X RBPF.Problema: Problema : Motores de inducción AC (Problemas de rotores) rotores) Las barras del rotor rotas o agrietadas. donde RBPF = número de barras X RPM. estos problemas a menudo generan que las bandas laterales FP estén alrededor del segundo. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . tercero. producen una alta vibración en 1X RPM con bandas laterales de frecuencia del paso de polos (FP). pero sin incremento o con un incremento muy pequeño en las amplitudes de 1X RBPF. La producción de chispas eléctricamente inducidas entre las barrar sueltas del rotor y los anillos de sujeción mostrarán niveles altos en 2X RBPF (con bandas laterales de 2 FL). anillos de cortocircuito rotos o agrietados. A menudo causará niveles altos de 2X RBPF. uniones en mal estado entre las barras del rotor y los anillos de cortocircuito o laminaciones del rotor en corto circuito. uniones de mal estado entre las barras del rotor. Además. la cual presentará bandas laterales alrededor de ésta con un espacio de 1/3 de la frecuencia en línea ( 1/3 FL). Los niveles de 2X FL pueden exceder 1. pulg /seg.0 pulg. Este es un problema en particular si el conector defectuoso sólo hace un contacto esporádico. Si no se corrigen (o sea 18 mm/seg RMS). Los conectores sueltos o partidos se deben reparar para prevenir un daño catastrófico.Problema: Motores de inducción AC (Problemas de fase: Conector suelto ) Los problemas de fase de alimentación eléctrica debido a un conector suelto o roto pueden causar una vibración excesiva al doble de una frecuencia en línea (2X FL). Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . La frecuencia de paso de la bobina estará rodeada por las bandas laterales espaciadas de 1X RPM.). Utilice un espectro con Fmax mayor a 90 000 CPM en cada caja apoyo del motor. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .Problema: Problema : Motor Sincrónico (Bobinas de estator sueltas ) Las bobinas sueltas del estator en motores sincrónicos generan una vibración bastante alta en la Frecuencia de Paso de Bobina (CPF) que equivale al número de bobinas del estator X RPM (# de bobinas del estator = # de polos X # Bobinas/Polos). acompañadas por bandas laterales de 2X FL. . Los problemas en los motores sincrónicos también pueden indicarse por picos de amplitud alta de 60 000 a 90 000 CPM aprox. (1kHz – 1.5 Khz. Note la ausencia de otros picos en los múltiples de FL. CPM ó 150Hz = 9 000 CPM). La frecuencia de disparo del SCR normalmente se presenta en el espectro de los motores CD.Problema: Motor CD (Espectro normal ) Varios problemas en motores CD y sus controles pueden detectarse por análisis de vibración. Los motores CD rectificados de onda completa (6 SCR) producen una señal de 6X la frecuencia de línea (6X FL = 360 Hz = 21 600 CPM. en tanto que los motores CD rectificados de onda media (3 SCR) entregan una excitación de 3X la frecuencia en línea (3X FL = 180Hz = 10 800 CPM. pero en una amplitud baja. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . ó 300 Hz = 18 000 CPM). “Amplitud alta” en este contexto significa arriba de . La sintonización eléctrica en si puede reducir significativamente la vibración de SCR y 2X SCR.04pulg/seg en la frecuencia de actividad 2X 2 SCR (apr. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . problemas de puesta a la tierra o sistema de sintonización defectuoso) defectuoso) Cuando los espectros del motor CD están dominados por amplitudes altas en las frecuencias SCR o 2X SCR.07mm/seg RMS respectivamente). esto por lo general indica que los embobinados del motor están rotos o que hay un defecto en el sistema de sintonización del control eléctrico.Problema: Motor CD (Embobinado de la armadura partido. en caso de que predominen los problemas de control.10pulg/seg por el pico en 1X SCR y cerca de . 2mm/seg RMS y . Problema: Problema : Motor CD (Tablilla de disparo defectuosa y/ y/o fusibles fundidos) fundidos) Cuando una tarjeta de disparo falla se esta perdiendo 1/3 de energía y puede causar cambios y repetidos de RPM en el motor. # de tarjetas de disparo.) Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Esto puede provocar amplitudes altas en las frecuencias sub – armónicas de SCR en 1/3X y 2/3X (Frecuencia SCR 1/3X = 1X FL para rectificados de onda media. Precaución: se debe conocer las configuraciones del SCR / tarjetas antes de analizar el motor (# SCR. y = 2X FL para SCR rectificados de onda completa). etc. conexiones sueltas y/ y/o fusibles fundidos) Los SCR defectuosos. las tablillas de control con cortocircuito y/o las conexiones sueltas. pueden general picos de amplitud notable en diversas combinaciones de frecuencia de línea (FL) y en la frecuencia de disparo SCR. 2 FL. 4 FL así como tampoco 5 FL deben presentarse en los espectros de los motores CD. Lo que hay que señalar es que ni FL . tablilla de control con cortocircuito. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . normalmente un SCR defectuoso puede causar niveles altos de FL y/o en 5 FL en motores con 6 SCR.Problema: Motor CD (SCR defectuoso. .) y requiere una muy buena resolución en el espectro para que las bandas se vean.Problema: Motor CD (Tarjeta comparadora defectuosa) Las tarjetas comparadoras defectuosas causan problemas con fluctuaciones en la RPM. RPM min. Hay un colapso o una generación constante del campo magnético el espaciamiento de las bandas laterales se aproxima a la fluctuación en RPM (o sea RPM máx. Dichas bandas laterales también pueden ser las consecuencias de la generación y regeneración del campo magnético. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . 5kHz). se recomienda un espectro de 180K CPM con 1 600 líneas de resolución medido en ambos rodamientos del motor. aunque esté presente tanto en la pista interna como en la externa. Por lo regular se presenta en un rango centrado de aproximadamente 10 000 a 15 000 CPM (1.Problema: Problema : Motor CD (Paso de la corriente eléctrica a través de los rodamientos de los motores CD) El “fluting” (de flauta por las huellas que deja en la pista) eléctricamente inducido se detecta por la familia de bandas laterales separadas de la frecuencia de defecto de la pista externa (BPFO).7 – 2. motor Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Para detectar el “fluting”. la frecuencia del 2X de la banda es el pico dominante. . Cuando están desgastadas. los problemas se ven en la Frecuencia de Paso de la Cadena que equivale al # de Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS alojamientos o de dientes de la rueda X RPM. Las amplitudes son usualmente inestables y algunas veces. el desgaste o la desalineación de las poleas se manifiestan por medio de amplitudes altas en la frecuencia de la banda reguladora del tiempo. causan de 3 hasta 4 múltiples de frecuencia de banda. En el caso de poleas dentadas. DE LA BANDA DENTADA = FREC.142 XPOLEA( RPM ) XDIAMPASO LONGITUDDELABANDA FREC. flojas o de serie de fabricación diferente. DE LA BANDA = 3. En sistemas de sprocket y cadenas. flojas o de series diferentes) ARMÓNICOS DE FRECUENCUAS DE FAJAS 1X IMPULSADAS 1X IMPULSOR FREC. A menudo. DE LA BANDA X # DE DIENTES DE LA BANDA = RPM DE LA POLEA X # DIENTES DE LA POLEA Las frecuencias de las bandas se encuentran debajo de las RPM del motor o de la máquina arrastrada.Problema: Fajas y poleas (Fajas desgstadas. emiten pulsaciones por cercanías con frecuencias de motor y del equipo conducido. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . A menudo. la vibración axial más alta en el motor estará en la RPM del abanico o viceversa (RPM motor en el abanico). así como de la masa y rigidez de las estructuras.Problema: Fajas y poleas (Desalineamiento de fajas o poleas) 1X IM MPULSADA O IMPULSOR El desalineamiento de las poleas produce una alta vibración en 1X RPM. con el desalineamiento de las poleas. y enseguida comparando las lecturas axiales en cada rotor. La proporción de amplitudes entre motor y conducido depende de donde se toman las lecturas. sobre todo en la dirección axial. Puede confirmarse midiendo la fase con el filtro ajustado en la RPM de la polea con mayor vibración axial. la excentricidad provocará una vibración y tensiones de fatiga reversibles en la faja. Normalmente la amplitud es más alta cuando está en línea con las bandas y se debe presentar tanto en los apoyos de equipo motor como en el conducido. al colocar arandelas en los pernos de seguridad. La excentricidad de la polea se puede confirmar con un análisis de fase mostrando una diferencia de casi 0° o 180° entre la fase vertical y horizontal. En ocasiones es posible balancear las poleas excéntricas. No obstante aunque se balanceen.Problema: Fajas y poleas (Poleas excéntricas) e RADIAL Las poleas excéntricas causan una alta vibración en 1X RPM de la polea excéntrica. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS POLEA EX XCEÉNTRICA x 1X RPM . la Frecuencia Natural de la Banda tiende a ser ligeramente más alta en la parte más tensada y a ser más baja en la parte más holgada. La Frecuencia Natural de la faja se puede cambiar al alterar la tensión de la misma. la longitud de la faja o la sección transversal. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS .Problema: Fajas y poleas (Resonancia de la faja) 1X RPM RADIAL RESONANCIA DE LA FAJA La resonancia de la faja puede causar amplitudes altas si la frecuencia natural de la faja se acerca o coincide con la RPM de uno de los equipos (motor o conducido). Sin embargo. La frecuencia natural se puede medir con el método de prueba de impacto con el equipo fuera de operación. cuando se encuentra en operación. Problema: Vibración de pulsación Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . 09 – 1. La vibración mínima de estas 2 frecuencias ocurre cuando las ondas de estas dos frecuencias se colocan a 180° fuera de fase. la cual aparece por si misma en el espectro. (aproximadamente 0.6 Hz). ya que es una frecuencia inherentemente baja que por lo regular se encuentra en el rango de 5 a 100 CPM aprox. Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . Si se enfoca en este pico (espectro inferior) presenta en realidad dos picos distintos cercanos.Problema: Vibración de pulsación Una frecuencia de pulsación (“beat”) resulta del efecto de dos frecuencias cercanas. Hz) La vibración máxima se presenta cuando la onda de tiempo de una frecuencia (F1) entra en fase con la onda de otra frecuencia (F2). espectro La frecuencia de pulsación no se puede apreciar en lecturas de monitoreo periódico. las cuales entran y salen de sincronización la una respecto a la otra. la diferencia en frecuencia de estos 2 picos (F2 – F1) es la frecuencia de la pulsación. El espectro de poca resolución (banda ancha) normalmente muestra un pico pulsando en amplitud (hacia arriba y hacia abajo). fuerza y tensión en la estructura. Sin embargo. “Resonancia relacionada con el pie”: Puede causar incrementos drásticos en la amplitud de 5 a 15 veces o más. pero también puede afectarla en la frecuencia de 2X. 3X. en la frecuencia de paso de álabes. “Pie resorte”: Puede causar una gran distorsión en la estructura y trae como resultado un incremento en vibración.. Esto no siempre causa un gran incremento en la vibración. puede suceder así en caso de que el pie cojo afecte la alineación o el entrehierro del motor.Problema: Problema : Pie cojo. Esto sucede cuando un perno de sujeción se aprieta en el pie resorte intentando así nivelar la base. en la caja del rodamiento. este perno puede afectar significativamente la frecuencia natural del pie o del conjunto estructural de la máquina. según se compara con la amplitud cuando se afloja el perno (o la combinación de pernos). (En particular el caso de la Resonancia Relacionada con el pie). etc. cojo. Con frecuencia afecta la vibración a 1X RPM. suave o resonancia 1X RPM (TIPO) RADIAL “Pie cojo”: La base o la estructura de una máquina flexiona en gran medida cuando se afloja un perno de sujeción y esto causa que la base se levante más de . Al apretarse. (aproximadamente 50 – 75 micras). etc.002 . Adaptado por SIXTO SARMIENTO y LUIS ROJAS . 2X FI.003 pulgadas aprox.