Fundamentos del anlisis de vibraciones

Cada mquina rotativa presenta una vibracin caracterstica que la diferencia de forma nica, y se conoce comnmente como firma de vibracin. Esta seal est totalmente condicionada por su diseo, fabricacin, uso y desgaste de cada uno de sus componentes. Si el mecnico o ingeniero de mantenimiento al cargo de un equipo industrial invierte su tiempo y esfuerzo en conocer la naturaleza de la vibracin que esta presenta, no tardar mucho tiempo en lograr un importante ahorro de costes de operacin y mantenimiento. Qu es una vibracin?

En trminos muy simples una vibracin es un movimiento oscilatorio de pequea amplitud. Todos los cuerpos presentan una seal de vibracin en la cual plasman cada una de sus caractersticas. De acuerdo a esto, las mquinas presentan su propia seal de vibracin y en ella se encuentra la informacin de cada uno de sus componentes. Por tanto, una seal de vibracin capturada de una mquina se compone de la suma de la vibracin de cada uno de sus componentes.

Vibracin simple

La base principal de las seales de vibracin en el dominio del tiempo son las ondas sinusoidales. Estas son las ms simples y son la representacin de las oscilaciones puras. Una oscilacin pura puede representarse fsicamente con el siguiente experimento: imagnese una masa suspendida de un muelle como el de la Figura 7. Si esta masa es soltada desde una distancia A, en condiciones ideales, se efectuar un movimiento armnico simple que tendr una amplitud A. Ahora a la masa vibrante le aadimos un lpiz, y una hoja de papel en su parte posterior, de manera que pueda marcar su posicin. Si desplazamos el papel con velocidad constante hacia el lado izquierdo se dibujar una onda como la representada en la Figura 8. A continuacin se describen los parmetros que definen este tipo de vibracin.

Figura 7: Masa suspendida en un muelle Figura 8: Movimiento armnico simple.

Frecuencia

El tiempo que tarda la masa en ir y volver al punto A siempre es constante. Este tiempo recibe el nombre de perodo de oscilacin (medido generalmente en segundos o milisegundos) y significa que el muelle complet un ciclo. El recproco del perodo es la frecuencia (es decir F=1/P) la cual generalmente es dada en Hz (ciclos por segundo) o CPM (ciclos por minuto).

Amplitud

La amplitud desde el punto de vista de las vibraciones es cuanta cantidad de movimiento puede tener una masa desde una posicin neutral (marcada como 0 en la Figura 7). Es la intensidad de la vibracin, y es indicativa de la severidad de la misma. Existen diversas formas de medir la amplitud de una onda como se puede ver en la Figura 9. Podemos decir que el movimiento tiene una amplitud de pico (p) de A mm, ya que sabemos que como la curva es simtrica tambin existe un movimiento de amplitud -A mm en la direccin opuesta. Tambin podemos decir que la curva tiene un valor de desplazamiento pico a pico (p-p) de 2A, correspondiente a A mm hacia arriba y A mm hacia abajo.

La tercera forma de describir la amplitud se denomina valor RMS (root-mean-square) y es un poco ms compleja. Es la raz cuadrada del promedio de los cuadrados de los valores de la onda. En el caso de una onda sinusoidal el valor RMS es igual a 0.707 del valor pico, pero esto es slo vlido en el caso de una onda sinusoidal. El valor RMS se utiliza para medir la energa de la forma de onda.

Figura 9: Medidas de amplitud.

Fase

Es una medida de la diferencia de tiempo entre dos ondas sinusoidales. Aunque la fase es una diferencia de tiempo, siempre se mide en trminos de ngulo, en grados o radianes. Eso es una normalizacin del tiempo que requiere un ciclo de la onda sin considerar su verdadero perodo de tiempo.

La diferencia en fase entre dos formas de onda se llama desfase o desplazamiento de fase. Un desplazamiento de fase de 360 grados es un retraso de un ciclo o un perodo completo de la onda, lo que realmente no es ningn desplazamiento. Un desplazamiento de 90 grados es un desplazamiento de del periodo de la onda, etc. El desplazamiento de fase puede ser considerado positivo o negativo; eso quiere decir que una forma de onda puede estar retrasada respecto a otra o puede estar adelantada respecto a otra. Esos fenmenos se llaman retraso de fase y avance de fase respectivamente.

En el ejemplo de la Figura 10, la curva A se encuentra desplazada 90 grados con respecto a la curva B. Eso es un retraso de tiempo de del perodo de la onda. Tambin se podra decir que la curva A tiene un avance de 90 grados.

Figura 10: Desfase entre dos senoides.

Vibracin compuesta

Una vibracin compuesta es la suma de varias vibraciones simples. La vibracin de una mquina es una vibracin compuesta de una serie de vibraciones simples asociadas a sus componentes internos en movimiento. Teniendo esto en cuenta, se deduce que la forma de onda de vibracin de una mquina no es una seal sinusoidal sino que puede llegar a ser muy compleja. Como se puede ver en la Figura 11, dos seales de vibracin de diferente frecuencia se suman formando una vibracin compuesta. Incluso en casos tan sencillos como este, no resulta fcil obtener las frecuencias y amplitudes de las dos componentes a partir de la forma de onda resultante. La gran mayora de las seales de vibracin son mucho ms complejas que esta y pueden llegar a ser extremadamente difciles de interpretar.

Figura 11: Suma de vibraciones simples en el dominio del tiempo.

Otros tipos de vibraciones

Adems de las vibraciones simples, tambin existen otros tipos de vibraciones como son la vibracin aleatoria, los golpeteos intermitentes y la modulacin.

La vibracin aleatoria no cumple con patrones especiales que se repiten constantemente o es demasiado difcil detectar donde comienza un ciclo y donde termina. Estas vibraciones estn asociadas generalmente a turbulencia en sopladores y bombas, a problemas de lubricacin y contacto metal-metal en elementos rodantes o a cavitacin en bombas (ver Figura 12 ). Este tipo de patrones es mejor interpretarlos en el espectro y no en la onda en el tiempo.

Los golpeteos intermitentes estn asociados a golpes continuos que crean una seal repetitiva. Estos se encuentran ms comnmente en engranajes, en el paso de las aspas de un impulsor o ventilador, etc. Este tipo de seales tiende a morir debido a la amortiguacin del medio. En la Figura 13 se muestra claramente este fenmeno. La modulacin de amplitud (AM) es la variacin en amplitud de una seal, debido a la influencia de otra seal, generalmente, de frecuencia ms baja. La frecuencia que se est modulando, se denomina frecuencia portadora. En el espectro mostrado en la Figura 14, la componente ms importante es la portadora, y las otras componentes, que parecen armnicos, se llaman bandas laterales. Dichas bandas laterales se ubican simtricamente a cada lado de la portadora, y su distancia es igual a la frecuencia moduladora.

Figura 12: Vibracin aleatoria.

La modulacin de amplitud ocurre en espectros de vibracin de mquinas, especialmente en cajas de engranajes, donde la frecuencia de engrane est modulada por las RPM del pion o la corona como se ver ms adelante.

Transformada de Fourier

Hasta ahora slo hemos visto vibraciones en el dominio del tiempo, que son las seales capturadas directamente de la mquina. Como ya dijimos antes, en estas seales se encuentra plasmada toda la informacin acerca del comportamiento de cada componente de la mquina. Sin embargo, existe un problema a la hora de realizar un diagnstico: estas seales estn cargadas de mucha informacin en forma muy compleja, la cual comprende las seales caractersticas de cada componente de la mquina, por lo cual prcticamente resulta imposible distinguir a simple vista sus comportamientos caractersticos.

Existen otras formas para realizar un estudio de vibraciones, entre las cuales se encuentra analizar las seales en el dominio de la frecuencia. Para ello se emplea la grfica de amplitud frente a frecuencia que es conocida con el nombre de espectro. Esta es la mejor herramienta que se tiene actualmente para el anlisis de maquinaria.

Fue precisamente el matemtico francs Jean Baptiste Fourier (1768 - 1830) quien encontr la forma de representar una seal compleja en el dominio del tiempo por medio de series de curvas sinusoidales con valores de amplitud y frecuencia especficos. Entonces lo que hace un analizador de espectros que trabaja con la transformada rpida de Fourier es capturar una seal de una mquina, calcular todas las series de seales sinusoidales que contiene la seal compleja y por ltimo mostrarlas de forma individual en una grfica de espectro.

Figura 15: Procesado FFT de una onda vibratoria compleja.

En la Figura 15 de tres dimensiones puede verse claramente la seal de vibracin compuesta, capturada desde una mquina. A dicha seal se le calculan todas las seales sinusoidales en el dominio del tiempo que la componen y por ltimo se muestra cada una de ellas en el dominio de la frecuencia. Por tanto, empleando la transformada de Fourier, podemos retomar la suma de vibraciones simples de la Figura 11 y representar exactamente la misma operacin en el dominio de la frecuencia como se muestra en la Figura 16, con la particularidad de que en este caso resulta obvio obtener las frecuencias y amplitudes de las dos componentes originales a partir del espectro resultante.

Figura 16: Suma de vibraciones simples en el dominio de la frecuenciaComo ya se ha dicho, la grfica en el dominio del tiempo se llama la forma de onda, y la grfica en el dominio de la frecuencia se llama el espectro. El anlisis del espectro es equivalente a transformar la informacin de la seal del dominio de tiempo en el dominio de la frecuencia.

Un ejemplo claro de la equivalencia en ambos dominios es un horario, podemos decir que sale un tren a las 6:00, 6:20, 6:40, 7:00, 7:20, o podemos decir que sale un tren cada 20 minutos comenzando a las 6:00 (representando este ltimo dato la fase). Lo primero sera la representacin en el tiempo y lo segundo la representacin en frecuencia. La representacin de la frecuencia supone una reduccin de datos con respecto a la representacin del tiempo. La informacin es exactamente la misma en ambos dominios, pero en el dominio de frecuencia es mucho ms compacta.

Magnitudes: desplazamiento, velocidad y aceleracin

Hasta ahora, solamente hemos considerado como medida de la amplitud de la vibracin de un objeto el desplazamiento.

El desplazamiento es sencillamente la distancia al objeto desde una posicin de referencia o punto de equilibrio. Aparte de un desplazamiento variable, un objeto vibrando presenta una velocidad variable y una aceleracin variable. La velocidad se define como la proporcin de cambio en el desplazamiento y se mide por lo general en in/s (pulgadas por segundo) o mm/s. La aceleracin se define como la proporcin de cambio en la velocidad y se mide en g (la aceleracin promedio debida a la gravedad en la superficie de la tierra) o mm/s.

Como hemos visto, el desplazamiento de un cuerpo que est sometido a un movimiento armnico simple es una onda sinusoidal. Tambin la velocidad y la aceleracin del movimiento son ondas sinusoidales. Cuando el desplazamiento est en su mximo, la velocidad vale cero, porque esa es la posicin en la que la direccin del movimiento se invierte. Cuando el desplazamiento vale cero (en el punto de equilibrio), la velocidad estar en su mximo. Esto quiere decir que la fase de la onda de velocidad se desplazar hacia la izquierda 90 grados, comparada con la forma de onda del desplazamiento. En otras palabras, la velocidad est adelantada 90 grados con respecto al desplazamiento. La aceleracin es la proporcin del cambio de velocidad. Cuando la velocidad est en su mximo, la aceleracin vale cero ya que la velocidad no cambia en ese momento. Cuando la velocidad vale cero, la aceleracin est en su mximo en ese momento dado que es cuando ms rpido cambia la velocidad. La curva sinusoidal de la aceleracin en funcin del tiempo se puede ver de esta manera como desplazada en fase hacia la izquierda respecto a la curva de velocidad y por eso la aceleracin tiene un avance de 90 grados respecto a la velocidad y de 180 grados respecto al desplazamiento. Figura 17: Desfase entre magnitudes. Figura 18: Magnitudes en frecuencia.

Las unidades de amplitud seleccionadas para expresar cada medida tienen gran influencia en la claridad con la cual se manifiestan los fenmenos vibratorios. As, segn se puede ver en la Figura 18, el desplazamiento muestra sus mayores amplitudes en bajas frecuencias (tpicamente por debajo de 10 Hz), la velocidad lo hace en un rango intermedio de frecuencias (entre 10 y 1.000 Hz), y la aceleracin se manifiesta mejor a altas frecuencias (por encima de 1.000 Hz).

Para ilustrar estas relaciones, consideremos lo fcil que resulta mover la mano una distancia de un palmo a un ciclo por segundo o 1 Hz. Probablemente sera posible lograr un desplazamiento similar de la mano a 5 o a 6 Hz. Pero consideremos la velocidad con que se debera mover la mano para lograr el mismo desplazamiento de un palmo a 100 Hz o 1.000 Hz. Esta es la razn por la que nunca se ven niveles de frecuencia altos combinados con valores de desplazamiento altos. Las fuerzas enormes que seran necesarias sencillamente no se dan en la prctica.

En la Figura 19 se presenta un grfico con el comportamiento de las distintas unidades de amplitud en todo el rango de frecuencias. Los tres espectros proporcionan la misma informacin, pero su nfasis ha cambiado. La curva de desplazamiento es ms difcil de leer en las frecuencias ms altas. La curva de velocidad es la ms uniforme en todo el rango de frecuencias. Esto es el comportamiento tpico para la mayora de la maquinaria rotativa pero, sin embargo, en algunos casos las curvas de desplazamiento y aceleracin sern las ms uniformes. Es una buena idea seleccionar las unidades de tal manera que se obtenga la curva ms plana. Eso proporciona la mayor cantidad de informacin visual al observador. El parmetro de vibracin que se utiliza ms comnmente en trabajos de diagnstico de maquinaria es la velocidad.

Por ultimo, ilustraremos lo dicho con el caso prctico de la Figura 20 donde se muestra un mismo espectro en unidades de desplazamiento y aceleracin. Ambas grficas corresponden a un deterioro de un rodamiento. En el espectro en desplazamiento no se observa el problema, mientras que en el espectro en aceleracin se observa claramente.

Anlisis espectral

Cuando se mide la vibracin de una mquina, se genera una informacin muy valiosa que es necesario analizar. El xito de dicho anlisis depende de la correcta interpretacin que se le de a los espectros capturados con respecto a las condiciones de operacin en que se encuentra la mquina. Los pasos tpicos en el anlisis de vibracin son: Identificacin de los picos de vibracin en el espectro: lo primero es identificar el pico de primer orden (1x), correspondiente a la velocidad de rotacin del eje. En mquinas con mltiples ejes, cada eje tendr su frecuencia de rotacin caracterstica 1x. En muchas ocasiones, los picos 1x del eje van acompaados de una serie de armnicos o mltiplos enteros de 1x. Existen armnicos de especial inters, por ejemplo, si se trata de una bomba de seis labes, normalmente, habr un pico fuerte espectral en 6x. Diagnstico de la mquina: determinacin de la gravedad de problemas de mquina basndose en las amplitudes y la relacin entre los picos de vibracin. Recomendaciones apropiadas para las reparaciones, basadas en la gravedad de los problemas de mquinas. Consideremos a modo de ejemplo el sistema de la Figura 21. A partir de los datos de la misma podemos calcular las principales frecuencias inters:

F. motor = 1.800 rpm = 30 Hz

F. bomba = (100 / 300) dientes * 1.800 rpm =

600 rpm = 10 Hz

F. engrane = 100 dientes * 1.800 rpm =

300 dientes * 600 rpm = 1,800.000 rpm = 3.000 Hz

F. paso de labe = 8 labes * 600 rpm =

4.800 rpm = 80 Hz

Figura 21: Ejemplo de un sistema mecnico.

En esta mquina tenemos dos ejes (motor y bomba). En el caso del motor, el valor 1x es 30 Hz, adems probablemente encontremos un pico de frecuencia en el espectro en el armnico 100x, que se corresponde con la frecuencia de engrane entre pion y corona. Para la bomba, el valor 1x es 10 Hz, y su principal armnico de inters es 8x, que se corresponde con la frecuencia de paso de labe. Obviamente, pueden aparecer otras frecuencias, como por ejemplo, bandas laterales en la frecuencia de engrane, frecuencias de cojinetes, y armnicos de las frecuencias calculadas.

En el espectro de vibracin de la Figura 22 aparece representada la firma de vibracin de nuestro sistema mecnico de ejemplo. Una vez que hemos identificado las frecuencias de inters, la siguiente cuestin es si el valor de su amplitud es aceptable o inaceptable. Un valor de vibracin aceptable es aquel que no causa una reduccin en la vida de la mquina ni causa daos en los equipos cercanos. Algunas mquinas estn diseadas para tolerar niveles de vibracin extremadamente altos (por ejemplo, molinos) y otros equipos son muy sensibles incluso al ms leve nivel de vibracin (por ejemplo, sistemas pticos).

Existen cuatro formas de determinar cual es el nivel de vibracin adecuado para una mquina dada. La mejor forma es mantener un registro de datos a lo largo del tiempo de los puntos crticos de la mquina, a partir de estos datos se establecern criterios de referencia de los niveles aceptables.

Figura 22: Espectro de vibracin.

Si existen varias mquinas idnticas en la planta se puede utilizar un segundo mtodo.

Si tres mquinas muestran un espectro similar y la cuarta mquina muestra niveles mucho ms altos trabajando en las mismas condiciones, es fcil suponer que mquina est teniendo problemas. Otro mtodo es recopilar datos de vibracin y enviarlos al fabricante para que los evale. Hay que tener en cuenta que la vibracin vara en funcin de las condiciones de trabajo y del montaje de la mquina. El cuarto mtodo es elegir un estndar en base a la experiencia de otros y si es necesario adaptarlo en base a nuestra experiencia.

Sensores de vibracin e instrumentacin de medida

En este captulo se analiza la instrumentacin disponible para medir vibraciones en maquinaria rotativa, dividida en sistemas porttiles y sistemas montados de forma permanente. Tambin se estudian los diferentes tipos de sensores de vibracin y sus tcnicas de montaje sobre la mquina.

Transductores y su tipologa

El transductor es el elemento que transforma la vibracin mecnica en una seal elctrica analgica, para ser procesada, medida y analizada. Atendiendo a su principio constructivo, hay transductores de vibracin de desplazamiento, velocidad y aceleracin, cada uno de ellos ms o menos idneo a cada aplicacin industrial.

Todos los transductores deben ser precisos a la hora de tomar las lecturas de amplitud, ofreciendo repetibilidad (dos seales de la misma amplitud tendrn que generar en el transductor la misma salida de tensin). Los transductores tambin deben ser muy precisos en la informacin de frecuencias de la seal mecnica. Esto es fundamental pues, en muchos defectos mecnicos, la relacin entre sus frecuencias y la frecuencia del eje de giro que se toma como referencia, proporciona al analista la informacin precisa para determinar la naturaleza del defecto mecnico que genera la vibracin.

Los tipos diferentes de transductores responden a parmetros diferentes de la fuente de vibracin, como se puede apreciar en la Tabla 1.

Las medidas de desplazamiento son especialmente adecuadas en vibracin a baja frecuencia, o cuando el analista necesita conocer el movimiento completo de un eje determinado. Estas medidas se toman directamente con transductores de desplazamiento.

Las lecturas de velocidad son generalmente las de mayor campo de aplicacin, ya que la velocidad es directamente proporcional al esfuerzo y al desgaste de un sistema mecnico. Pueden ser tomadas con un sensor ssmico de velocidad, si bien se suele emplear con ms asiduidad acelermetros por su mejor respuesta en frecuencia y menor coste. La seal del acelermetro es procesada para ser convertida a unidades de velocidad. Las lecturas de aceleracin son las mejores para analizar fenmenos a altas frecuencias. La aceleracin es el parmetro que ofrece la mejor medida de la fuerza asociada a una fuente particular de vibracin.

TipoSensibles a

Transductor de desplazamiento o sonda de proximidadDesplazamiento

Transductor ssmico de velocidad o sonda de velocidadVelocidad

Transductor piezoelctrico o acelermetroAceleracin

Tabla 1: Tipos de transductores de vibracin.

El procedimiento de convertir una seal de desplazamiento a velocidad o de velocidad a aceleracin es equivalente a la operacin matemtica de diferenciacin. De modo contrario, la conversin de aceleracin a velocidad o de velocidad a desplazamiento es la integracin matemtica. Es posible llevar a cabo estas operaciones con instrumentos que miden la vibracin y de esta manera convertir los datos de cualquier sistema de unidades a cualquier otro. Desde un punto de vista prctico la diferenciacin es un procedimiento ruidoso en si, y muy raras veces se lleva a cabo. La integracin, por otra parte se lleva a cabo con mucha precisin, con un circuito electrnico muy barato. Esa es una de las razones de que el acelermetro sea el transductor estndar para medicin de vibraciones, ya que su seal de salida se puede integrar fcilmente una o dos veces para mostrar velocidad o desplazamiento. La integracin no es adecuada para seales con una frecuencia muy baja (por debajo de 1 Hz), ya que en este rea el nivel de ruido se va incrementando y la precisin del procedimiento de integracin padece. La mayora de los integradores disponibles comercialmente funcionan correctamente por encima de 1 Hz, lo que es lo suficientemente bajo para casi todas las aplicaciones de vibraciones.

Transductores de desplazamiento

El transductor de desplazamiento, conocido tambin como transductor "de corriente Eddy" o proxmetro, se aplica normalmente para bajas frecuencias (por debajo de 1.000 Hz) en cojinetes de friccin de turbomquinas. Los proxmetros se emplean para medir el desplazamiento radial o axial de ejes. Se instalan en las cubiertas de rodamientos o a su lado y detectan el desplazamiento del eje en relacin a su posicin de anclaje. Un sistema de captacin de proximidad de tipo Eddy se compone del propio sensor y un acondicionador de seal. Su respuesta en frecuencia es excelente. No tienen un limite inferior de frecuencia de trabajo y se emplean en la medicin tanto de vibracin como de la posicin axial de ejes.

Ventajas del transductor de desplazamiento:

Mide el movimiento relativo entre su punta y el eje de giro. Su empleo es de especial utilidad en maquinaria rgida donde se transmite muy poca vibracin a la carcasa de la mquina. Esta situacin se da si la masa de la carcasa es del mismo orden de magnitud que la del eje. Mide tanto la componente continua como alterna de una seal vibratoria. La tensin continua permite localizar fsicamente el eje en el cojinete objeto de estudio. La tensin alterna suministra informacin de la forma de onda y del espectro de vibracin, lo que permite diagnosticar y observar la evolucin de defectos mecnicos.

Figura 24: Proxmetros en un cojinete

Inconvenientes del transductor de desplazamiento:

Estos transductores deben instalarse permanentemente. Esto es siempre costoso, e incluso imposible en algunos casos. El rango de frecuencias est limitado en cierto modo respecto a otros modernos transductores tpicamente lineales entre 0-1.000 Hz. Se requiere un acondicionador de seal. Los transductores de desplazamiento se ven afectados por errores de lectura elctricos y mecnicos. Incluso pequeas grietas en el eje pueden hacer que el transductor las interprete como una gran actividad de vibracin.

Figura 25: Esquema de un proxmetro.

Transductores ssmicos de velocidad

El transductor ssmico de velocidad se aplica a mquinas donde el eje transmite la vibracin a la carcasa con poca amortiguacin, es decir, las amplitudes de vibracin en la carcasa son grandes. Se compone de un imn permanente ubicado en el centro de una bobina de hilo de cobre. Cuando la carcasa vibra, se crea un movimiento relativo entre el imn y el bobinado, inducindose por la ley de Faraday una tensin proporcional a la velocidad del movimiento. Este tipo de dispositivo fue desarrollado para su uso industrial por primera vez a finales de los aos 40 por Arthur Crawford, y su aplicacin se extendi durante los aos 60 y 70.

Figura 26: Transductor ssmico de velocidad.

Ventajas del transductor ssmico:

Mide directamente la velocidad, que es proporcional a la severidad de la vibracin. No se necesita fuente externa de alimentacin, lo que permite enviar la seal elctrica a lo largo de grandes distancias por cable, hacindolo ideal para aplicaciones donde queden lejanos e instalados permanentemente. Slo requiere una simple diferenciacin o integracin para convertir la seal a otras unidades de amplitud. Esto repercute en una mejor calidad del postprocesado de datos. Tienen una relacin de seal muy buena respecto al ruido elctrico de su rango de frecuencia de uso. Inconvenientes del transductor ssmico:

Las dimensiones del transductor son relativamente grandes, necesitando grandes bases magnticas para su sujecin. En consecuencia, el rango de frecuencias es, en cierto modo, restrictivo: 10-1.000 Hz. La salida del transductor depende de la temperatura. A elevadas temperaturas, la salida se reduce al debilitarse el campo magntico. Sin embargo, se han desarrollado transductores especficos para altas temperaturas. La orientacin de la medida, vertical u horizontal del transductor puede alterar la seal de salida del orden de un 5-10%. La calibracin puede perderse por el desgaste y la temperatura.

Transductores piezoelctricos

Este tipo de transductor genera una tensin elctrica proporcional a la aceleracin por presin sobre un cristal piezoelctrico. Un acelermetro piezoelctrico puede captar con precisin seales entre 1 Hz y 15.000 Hz. Estos dispositivos son muy apropiados para tomar datos de vibracin a alta frecuencia, donde aparecen grandes esfuerzos con desplazamientos relativamente pequeos. Algunos transductores especiales pueden medir frecuencias mucho ms bajas y tambin mucho ms altas. La recogida de datos de vibracin a altas frecuencias depende del medio de fijacin del transductor a la mquina. Un velocmetro piezoelctrico se construye igual que un acelermetro, pero con un amplificador de seal que realiza una integracin lgica. Como esta etapa de integracin se hace dentro del velocmetro, la salida de seal viene en unidades de velocidad. El velocmetro aprovecha las buenas caractersticas de respuesta en frecuencia de un acelermetro, de modo que genera una salida lineal en un rango de frecuencia mucho mayor que el velocmetro ssmico.

Figura 27: Transductor piezoelctrico. Figura 28: Acelermetro piezoelctrico.

Ventajas del transductor piezoelctrico:

La mayora de los sensores tiene un amplio rango de frecuencia, normalmente entre 2 Hz y 15.000 Hz. Hay que observar que la respuesta en frecuencia depende del tipo de montaje del sensor en la mquina. Estos transductores son muy compactos, sin partes mviles, ligeros y de tamao reducido, necesitando pequeas bases magnticas. El transductor del tipo ICP (Integrated Circuit Piezoelectric) tiene un acondicionador de seal interno. Aunque ICP es una marca registrada de PCB Piezotronics Inc., se ha convertido en un trmino genrico para referirse a un acelermetro con amplificador integrado. Tambin se les suele denominar con ms precisin acelermetros en modo voltaje. Se montan fcilmente con adhesivos o atornillados. Tambin se puede disponer de bases magnticas para montajes temporales o aplicaciones especiales. Inconvenientes del transductor piezoelctrico:

Cuando se usa en modo "hand-held" o "stinger" para medir altas frecuencias, la respuesta de seal es muy pobre por encima de 1.200 Hz. Los acelermetros necesitan una fuente de alimentacin externa. La salida de amplitud viene dada en unidades de aceleracin. Esta salida debe ser integrada para obtener la representacin espectral o el valor global de amplitud de velocidad.

Transductores piezoelctricos

Existe un aspecto de gran importancia relativo a la colocacin de los sensores de contacto. El mtodo de sujecin del sensor en la mquina determina directamente el corte de altas frecuencias, ya que el contacto sensor-mquina acta como un filtro mecnico. En la Tabla 2 se muestra la frecuencia lmite segn las distintas formas de sujecin de los sensores que aparecen en la Figura 29 agrupadas como temporales y permanentes.Es preferible sujetar el sensor con la mano de forma directa sobre el punto a medir a utilizar varillas de extensin que actan como amortiguadores. El mejor mtodo de sujecin es, evidentemente, atornillando el sensor a la superficie de la mquina donde se va a medir, aunque, por su coste, solamente se utiliza este mtodo en sistemas de monitorizacin en continuo. Para capturar seales a muy alta frecuencia (de 6 a 8 kHz), se recomienda la utilizacin de grasas y pegamentos a base de silicona.

En general, en la industria es muy difcil obtener medidas fiables de vibraciones a frecuencias por encima de 5 kHz. Los analizadores de vibraciones modernos disponen de rangos de frecuencia para medidas lineales que estn muy por encima de los rangos de respuesta lineal de los sensores

Figura 29: Tcnicas de fijacin.

Forma de fijacinFrecuencia max. (Hz)

Sujecin manual2000

Montaje con imn 5000

Montaje con adhesivo 6000

Montaje atornillado 7000

Instrumentos de medida de vibracin

La mayor parte del mantenimiento predictivo por anlisis de vibraciones realizado en la actualidad, entra dentro de uno de los siguientes grupos:

Medicin peridica de espectros y valores globales

Las medidas peridicas (tambin llamadas en ruta) se realizan con equipos porttiles, estos equipos atendiendo a su capacidad de anlisis se pueden clasificar como:

Vibrmetros de valor global: Analgicos y Digitales. Analizadores de frecuencia: Analgicos de banda de ajuste y Digitales FFT en tiempo real.

Los vibrmetros son instrumentos que reciben la seal elctrica de un transductor y la procesan (filtrado, integracin) para obtener el valor del nivel global de vibracin. La mayora de ellos estn diseados para tomar medidas segn determinadas normativas de severidad de vibracin. Por ejemplo, segn la norma ISO 2372 se debe medir el valor de vibracin en velocidad RMS, en un rango de frecuencia entre 10 y 1.000 Hz. Las principales ventajas de estos instrumentos son su fcil manejo, su poco peso y el coste asequible. Sus limitaciones son grandes, pues slo sirven para medir amplitudes, ya que no estn provistos de frecuencmetros.

Figura 30: Vibrmetro.Otra de sus limitaciones hace referencia al rango de frecuencia, tanto por debajo (frecuencias subarmnicas en problemas de desgaste de correas, remolino de aceite, roces, etc.) como por encima (frecuencias de defectos en engranajes, rodamientos, cavitacin, lubricacin, etc.) del rango de medida.Pero la limitacin ms importante de los vibrmetros es la imposibilidad de determinar la frecuencia a la que se produce la vibracin y, por lo tanto, su origen mecnico. En la actualidad, el desarrollo de la instrumentacin para medir vibracin ha sido tan grande que ya existen en el mercado pequeos aparatos que, por un coste bastante razonable, realizan el anlisis FFT y obtienen el espectro de frecuencia, permitiendo distinguir unos problemas de otros.

Los analizadores de frecuencia son pequeos ordenadores porttiles. Su principal virtud es la gran capacidad de diagnstico de problemas asociados a frecuencias caractersticas de problemas mecnicos en elementos rotativos. Estos analizadores pueden ser analgicos de banda ajustable o digitales con microprocesador integrado FFT. Los primeros son antiguos, pesados, lentos e incmodos de manejar. Los segundos obtienen el espectro en tiempo real y disponen de multitud de funciones de ayuda al anlisis. Estos ordenadores normalmente son muy robustos, pero el precio de su robustez (aparte del puramente econmico) es que sus prestaciones son muy inferiores a lo que cabra esperar.

Figura 31: Analizador de frecuencia.

Normalmente estos colectores estn basados en procesadores de la familia Intel 8086, o 80286, con unas velocidades de proceso bajas, y con muy poca memoria disponible para el almacenamiento de medidas. Entre las marcas que dominan el mercado destacan Pruftechnik, CSI, Predict, Bently Nevada, Entek IRD, Bruel & Kjaer, Diagnostic Instruments, Framatome, Schenck.

Las medidas en ruta se suelen realizar con un sensor (normalmente un acelermetro) que se va fijando en los distintos puntos de medida situados en la mquina. La identificacin de estos puntos en la mquina se puede realizar simplemente con pintura, aunque es ms recomendable el empleo de una base fija para asegurar la repetibilidad de las medidas. As mismo, el tipo de sujecin con la cual se conecta el acelermetro a la mquina es determinante en la calidad de la medida de vibracin obtenida. La sujecin manual, ampliamente usada hasta hace unos aos, ha dado paso a otro tipo de fijaciones de mayor calidad, como puede ser el empleo de imanes o la conexin rgida a elementos de fijacin en la propia mquina. La identificacin de los puntos de medida tambin se ha visto mejorada con la introduccin de elementos de ayuda, como el empleo de cdigos de barras. Sea cual sea el sistema empleado para la medida, todos los datos quedan guardados en la memoria del colector. Esta memoria suele ser, como ya se ha comentado, bastante limitada, y normalmente voltil (se pierde cuando se agotan las bateras). Por tanto, para realizar las tendencias de vibracin (elemento fundamental en el mantenimiento predictivo) hay que descargar estas medidas en un ordenador de sobremesa, dotado de un paquete especfico de software. Esta descarga se realiza normalmente a travs del puerto serie del ordenador, cuya baja velocidad hace que el proceso pueda requerir bastante tiempo. El tiempo empleado en la medida de vibraciones, as como el usado en el procesado de estos datos por el ordenador, tiende a minimizarse, ya que es un tiempo que no implica ningn valor aadido. Hay que tener en cuenta que el verdadero valor obtenido por el mantenimiento predictivo, y en el que habra que invertir todo el tiempo posible, es en el anlisis de las vibraciones, no en su toma. Por tanto, se han desarrollado mtodos para disminuir el tiempo de medida de vibraciones (sensores triaxiales, fijaciones especiales,...), as como el de anlisis (sistemas automticos de diagnstico). Aquellos puntos de medida que son de difcil o peligroso acceso, se suelen dotar de sensores colocados de forma permanente. Estos sensores se cablean hasta una caja de conexiones, a la cual se conecta el colector durante la toma de medidas en ruta.

Monitorizacin en continuo de vibraciones

La toma de datos de vibracin en mquinas evoluciona hacia sistemas automatizados (sistemas en continuo o "on-line") que ofrecen mayores beneficios que la adquisicin de datos con colectores porttiles:

Reduccin drstica de los intervalos de toma de datos. Ya que estos se toman de forma continua. Permitiendo detectar inmediatamente los cambios de vibracin en la mquina. Menor coste de explotacin. Al ser la toma de datos automtica eliminamos el coste de la mano de obra por tomar los datos de vibracin de la mquina. Mayor calidad en la toma de datos. La exactitud en el punto de medida de datos es mayor, puesto que siempre se mide en el mismo sitio y con el mismo sensor y adems podemos condicionar la toma de datos siempre que se den unas determinadas condiciones de operacin (velocidad y carga dadas). Los sistemas de monitorizacin en continuo normalmente presentan el problema del gran coste que supone su instalacin, comparado con el de un sistema porttil. Este coste incluye los sensores, el cableado en la planta, as como los gastos de los propios registradores de vibracin. Hay que prestar especial atencin al cableado de los acelermetros, ya que es importante que estos den una buena seal de vibracin. Para ello hay que evitar fuentes de interferencias electromagnticas (cables de alta tensin principalmente), as como cables excesivamente largos. Hoy en da, gran parte de los registradores de monitorizacin en continuo slo tienen en cuenta el valor global de vibracin, por lo que se ven limitados a la hora de realizar diagnsticos precisos de los fallos de las mquinas. En el caso de querer instalar un sistema permanente con la capacidad de anlisis de espectros, el coste sube de manera importante.

Figura 32: Sistema de monitorizacin en continuo.

Normativa sobre vibraciones

En todos los pases del entorno europeo y en la mayor parte de pases desarrollados existen normativas especficas que regulan las vibraciones mecnicas de la maquinaria industrial, proponiendo criterios de limitacin de las mismas, delimitando los instrumentos y puntos de medida, divisin en grupos de mquinas, etc.

Existen diferentes normativas para definir la severidad de una vibracin, con respecto al dao especfico que ella puede causar. Por ejemplo, un nivel de vibracin puede ser muy bajo para un tipo mquina, pero puede ser inaceptable para el operario que la maneja.

Existen algunas normativas que dan una indicacin del estado de la mquina en funcin del valor global de vibracin, independientemente del tipo de mquina.

Muchas de las normas internacionales, son traducidas e incorporadas a las normativas de cada organizacin nacional. Existen estndares publicados por organizaciones tales como American National Standards Institute (ANSI), Asociacin Alemana de Ingenieros (VDI) o International Standards Organization (ISO). Tambin existen normas a nivel europeo (EN) y normas nacionales (UNE). Algunos estndares son publicados por grupos de industrias tales como, American Petroleum Institute (API), American Gear Manufacturers Association (AGMA), National Electric Manufacturers Association (NEMA), etc.

Clasificacin de normas y guas de aplicacin

Atendiendo al mbito de aplicacin podemos distinguir los siguientes tipos de normas:

Normas Internacionales (ISO): Se considera de mxima prioridad en transacciones internacionales, siendo en la prctica el punto de partida para valorar la severidad de vibraciones. El principal inconveniente que presenta dicha norma es su carcter general. Normas Europeas (EN): Dentro del mbito de la Unin Europea, las normas o directrices europeas estn constituyendo en los ltimos aos la referencia a la que adecuar las correspondientes normas de carcter nacional. Normas Nacionales (UNE): Normativas a nivel nacional elaboradas por la entidad privada AENOR (Asociacin Espaola de Normalizacin y Certificacin), normalmente a partir de las normativas internacionales y europeas. Recomendaciones y guas de fabricantes: Son recomendaciones de los fabricantes sobre los niveles de vibracin permisibles por sus equipos. En la actualidad se limitan al rea de la turbomaquinaria, aunque hay una gran tendencia a exigir este tipo de informacin del fabricante cada vez que se adquiere un equipo crtico. Normas internas: Resulta recomendable desarrollar normativas internas propias de vibraciones por ser las que mejor se adaptan a los equipos tipo de cada planta productiva. Esta es una de las tareas ms difciles dentro del Mantenimiento predictivo, pero se ve recompensada a medio plazo por los excelentes resultados obtenidos.

Normas sobre la instrumentacin y sistemas de medida

Estas normas se refieren a las caractersticas de los anaIizadores de vibraciones y sensores. Engloban aspectos muy diversos como calibracin, pruebas de seguridad, agitacin y de temperatura, etc.. Asimismo hay que cuidar el aspecto de los sensores, particularmente si se piensa utilizar el aparato en zonas de fbrica potencialmente explosivas (es decir, en este caso, tanto el aparato como el sensor han de ser intrnsecamente seguros). Algunas de las normas ms habituales que suelen cumplir los aparatos y sensores de medida pueden ser: IEC, MIL y CISPR. Un gran nmero de aparatos de medicin de vibraciones no cumplen ninguna norma internacional. Generalmente se confa en el renombre de ciertas marcas como garanta suficiente.

Normas y guas de severidad de vibraciones

Las normas de severidad de vibraciones de maquinaria se basan en dos parmetros de vibracin: amplitud y frecuencia. A continuacin vamos a comentar tres de ellas: la carta de Rathbone por motivos histricos y las dos normas ms relevantes sobre la severidad de vibraciones de mquinas de la Organizacin Internacional de Normalizacin (International Standard Organization), las normas ISO 2372 e ISO 10816.

Carta de Rathbone

Es la primera gua (no norma) de amplia aceptacin en el mbito industrial. Fue desarrollada en los aos treinta y perfeccionada posteriormente. La Carta dispone de una escala logartmica frecuencial en hercios o RPM y de una logartmica de amplitudes en desplazamiento (Pico o Pico-Pico) y en velocidad, mediante las cuales podremos determinar directamente la severidad de la vibracin.

Las principales limitaciones de dicha carta de severidad de vibraciones son las siguientes:

La carta no tiene en cuenta el tipo de mquina, la potencia y la rigidez de los anclajes. Es aplicable solamente a los equipos rotativos y no a los alternativos u otros sistemas industriales. Cuanto mayor es la frecuencia, la amplitud de vibracin en desplazamiento tiene que ser menor para que se conserve la misma severidad, es decir, si un equipo vibra a 300 CPM con 100 micras p-p. La severidad es "buena", pero si la misma amplitud corresponde a una frecuencia de 4.000 CPM, entonces la severidad es "grave". La vibracin a baja frecuencia es menos peligrosa que la vibracin a alta frecuencia de ah que las averas de engranajes y rodamientos, que se producen generalmente a alta frecuencia sean muy peligrosas. Este es el motivo por el que las amplitudes de baja frecuencia se miden en desplazamientos y las de alta frecuencia en velocidad o aceleracin. La carta de Rathbone fue creada para mquinas de bajas RPM y hoy se considera obsoleta.

Figura 33: Carta de Rathbone.

Norma ISO 2372-1974

VIBRACIN MECNICA DE MQUINAS CON VELOCIDADES DE OPERACIONES ENTRE 100 Y 200 REV/S.

Bases para la especificacin de estndares de evaluacin.

Las caractersticas ms relevantes de la norma ISO 2372 son:

Es aplicable a los equipos rotativos cuyo rango de velocidades de giro est entre 600 y 12.000 RPM. Los datos que se requieren para su aplicacin son el nivel global de vibracin en velocidad - valor eficaz RMS, en un rango de frecuencia entre 10 y 1.000 Hz, distinguiendo varias clases de equipos rotativos segn la Tabla 3.

Para utilizar la norma ISO 2372, basta con clasificar la mquina en estudio dentro de la clase correspondiente y una vez obtenido el valor global de vibracin entre 600 y 60.000 CPM localizar en la Tabla 4 la zona en la que se encuentra.

Tabla 3: Clasificacin de equipos en ISO 2372.ClaseDescripcin

Clase IEquipos pequeos hasta 15 kW.

Clase IIEquipos medios, de 15 a 75 kW o hasta 300 kW con cimentacin especial.

Clase IIIEquipos grandes, por encima de 75 kW con cimentacin rgida o de 300 kW con cimentacin especial.

Clase IVTurbomaquinaria (equipos con RPM > velocidad crtica).

Tabla 4: Severidad de la vibracin en ISO 2372.

Norma ISO 10816-1995VIBRACIN MECNICA. - EVALUACIN DE LA VIBRACIN EN UNA MQUINA MEDIANTE MEDIDAS EN PARTES NO ROTATIVAS.

Establece las condiciones y procedimientos generales para la medicin y evaluacin de la vibracin, utilizando mediciones realizadas sobre partes no rotativas de las mquinas. El criterio general de evaluacin se basa tanto en la monitorizacin operacional como en pruebas de validacin que han sido establecidas fundamentalmente con objeto de garantizar un funcionamiento fiable de la mquina a largo plazo. Esta norma reemplaza a las ISO 2372 e ISO 3945, que han sido objeto de revisin tcnica. Este estndar consta de cinco partes:

Parte 1: Indicaciones generales. Parte 2: Turbinas de vapor y generadores que superen los 50 MW con velocidades tpicas de trabajo de 1500, 1800, 3000 y 3600 RPM. Parte 3: Maquinaria industrial con potencia nominal por encima de 15 kW y velocidades entre 120 y 15000 RPM. Parte 4: Conjuntos movidos por turbinas de gas excluyendo las empleadas en aeronutica. Parte 5: Conjuntos de maquinas en plantas de hidrogeneracin y bombeo (nicamente disponible en ingls). Este nuevo estndar evala la severidad de la vibracin de maquinaria rotativa a travs de mediciones efectuadas en planta en partes no giratorias de las mismas. Engloba y amplia los estndares citados anteriormente.

Los criterios de vibracin de este estndar se aplican a un conjunto de mquinas con potencia superior a 15 kW y velocidad entre 120 RPM y 15.000 RPM. Los criterios son slo aplicables para vibraciones producidas por la propia mquina y no para vibraciones que son transmitidas a la mquina desde fuentes externas. El valor eficaz (RMS) de la velocidad de la vibracin se utiliza para determinar la condicin de la mquina. Este valor se puede determinar con casi todos los instrumentos convencionales para la medicin de vibracin.

Se debe prestar especial atencin para asegurar que los sensores estn montados correctamente y que tales montajes no degraden la precisin de la medicin. Los puntos de medida tpicamente son tres, dos puntos ortogonales en la direccin radial en cada caja de descanso y un punto en la medicin axial.

Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la mquina funcionando bajo condiciones nominales o especficas (por ejemplo de velocidad, voltaje, flujo, presin y carga).

En mquinas con velocidad o carga variable, las velocidades deben realizarse bajo todas las condiciones a las que se espera que la mquina trabaje durante perodos prolongados de tiempo. Los valores mximos medidos, bajo estas condiciones, sern considerados representativos de la vibracin. Si la vibracin es superior a lo que el criterio permite y se sospecha de excesiva vibracin de fondo, las mediciones se deben realizar con la mquina detenida para determinar el grado de influencia de la vibracin externa. Si con la mquina detenida excede el 25% de la vibracin medida con la mquina operando, son necesarias acciones correctivas para reducir el efecto de la vibracin de fondo. En algunos casos el efecto de la vibracin de fondo se puede anular por anlisis espectral o eliminando las fuentes externas que provocan las vibraciones de fondo.

La severidad de la vibracin se clasifica conforme a los siguientes parmetros:

Tipo de mquina. Potencia o altura de eje. Flexibilidad del soporte. Clasificacin de acuerdo al tipo de mquina, potencia o altura de eje

Las significativas diferencias en el diseo, tipos de descanso y estructuras soporte de la mquina, requieren una divisin en grupos. Las mquinas de estos grupos pueden tener eje horizontal, vertical o inclinado y adems pueden estar montados en soportes rgidos o flexibles.

Grupo 1: Mquinas rotatorias grandes con potencia superior 300 kW. Mquinas elctricas con altura de eje H >= 315 mm. Grupo 2: Mquinas rotatorias medianas con potencia entre 15 y 300 kW. Mquinas elctricas con altura de eje 160 =< H =< 315 mm. Grupo 3: Bombas con impulsor de mltiples labes y con motor separado (flujo centrfugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW. Grupo 4: Bombas con impulsor de mltiples labes y con motor integrado (flujo centrfugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW.

NOTA: La altura del eje H de una mquina est definida como la distancia medida entre la lnea de centro del eje y el plano basal de la mquina misma. La altura del eje H de una mquina sin patas o de una mquina con pies levantados o cualquier mquina vertical, se debe tomar como la altura de eje H de una mquina horizontal en el mismo marco bsico. Cuando el soporte es desconocido, la mitad del dimetro de mquina puede ser utilizada.

Clasificacin segn la flexibilidad del soporte

Si la primera frecuencia natural del sistema mquina-soporte en la direccin de la medicin es mayor que su frecuencia principal de excitacin (en la mayora de los casos es la frecuencia de rotacin) en al menos un 25%, entonces el sistema soporte puede ser considerado rgido en esa direccin. Todos los otros sistemas soportes pueden ser considerados flexibles. En algunos casos el sistema mquina-soporte puede ser considerado rgido en una direccin de medicin y flexible en la otra direccin. Por ejemplo, la primera frecuencia natural en la direccin vertical puede estar sobre la frecuencia principal de excitacin mientras que la frecuencia natural horizontal puede ser considerablemente menor. Tales sistemas seran rgidos en el plano vertical y flexibles en el plano horizontal. En estos casos, la vibracin debe ser evaluada de acuerdo a la clasificacin del soporte que corresponda en la direccin de la medicin. Evaluacin

Zona A: Valores de vibracin de mquinas recin puestas en funcionamiento o reacondicionadas. Zona B: Mquinas que pueden funcionar indefinidamente sin restricciones. Zona C: La condicin de la mquina no es adecuada para una operacin continua, sino solamente para un perodo de tiempo limitado. Se deberan llevar a cabo medidas correctivas en la siguiente parada programada. Zona D: Los valores de vibracin son peligrosos, la mquina puede sufrir daos.

Tabla 5: Severidad de la vibracin segn la norma ISO 10816-3.

Principales organismos de normalizacin

Org.mbitoNombreDireccin web

IECInternacional (Sede en Suiza) International Electrotechnical Commission http://www.iec.ch

ISOInternacional (Sede en Suiza)International Organization for Standarizationhttp://www.iso.org

AENOREspaaAsociacin Espaola de Normalizacin y Certificacin http://www.aenor.es

ANSIUSAAmerican National Standards Institute http://www.ansi.org

BSIGBBritish Standards Institution http://www.bsi-global.com

DINAlemaniaDeutsches Institut fr Normung (Instituto Alemn de Normalizacin) Deustcher Industrie Normen (Normas de la Industria Alemana) http://www.din.de

JSAJapnJapanese Standards Organization (Normas JIS) http://www.jsa.or.jp/default_english.asp

VDIAlemaniaAssociation of German Engineers http://www.vdi.de/

APIUSAAmerican Petroleum Institute http://www.api.org/

Tabla 6: Principales organismos de normalizacin.

Resumen de las principales normativasOrg.Cdigo AoDescripcin

ISOISO 2372/2373 1974Vibracin mecnica de mquinas con velocidades de operacin entre 10 y 200 rev/s. La ISO 2373 constituye una adaptacin especial de la ISO 2372 para motores elctricos, y se aplica a motores de corriente alterna trifsica y a motores de corriente continua con alturas de eje entre 80 y 400 mm.

ISOISO 3945 1985Medida y evaluacin de la severidad de vibracin en grandes mquinas rotativas, in situ con velocidades de operacin entre 10 y 200 rev/s.

ISOISO 10816 1995Vibracin mecnica. - Evaluacin de la vibracin en una mquina mediante medidas en partes no rotativas. Reemplaza la ISO 2373 e ISO 3945.

ISOISO 7919 1996Vibracin mecnica de mquinas no alternativas - Medidas en ejes rotativos y evaluacin.

VDI VDI 2056 1964Evaluacin de vibraciones mecnicas de maquinaria rotativa. Basada en la ISO 2372. Reemplazada por la ISO 10816.

ANSIAS 2526 2003 Vibracin mecnica. - Evaluacin de la vibracin en una mquina mediante medidas en partes no rotativas. Este estndar es idntico y ha sido reproducido a partir de la ISO 10816-1:1995.

IECIEC 34-14:1996 1996Mechanical vibration of certain machines with shaft heights 56 mm and higher - Measurement, evaluation and limits of vibration severity. Vibraciones mecnicas de determinadas mquinas con altura de eje igual o superior a 56 mm. Medicin, evaluacin y lmites de la intensidad de vibracin.

AENORUNE EN 60034-14:1997 1997Vibraciones mecnicas de determinadas mquinas con altura de eje igual o superior a 56 mm. Medicin, evaluacin y lmites de la intensidad de vibracin. Basada en la IEC 34-14, acaba de salir la revisin del 2004, denominada por AENOR UNE EN 60034-14:2004 y correspondiente a la norma IEC 60034-14:2003

BSIBS 7853 1996Vibracin mecnica. - Evaluacin de la vibracin en una mquina mediante medidas en partes no rotativas. Basada en la ISO 10816-1:1995.

APIAPI 670 1993Monitorizacin en tiempo real y la proteccin de maquinaria crtica.

Tabla 7: Resumen de las principales normativas.

Desequilibrio y medida de la fase vibratoria

El desequilibrio constituye la principal causa de avera de tipo mecnico en mquinas rotativas. Este fenmeno es debido a la distribucin no uniforme de masas sometidas a rotacin.

Medida de fase

La fase es un parmetro ntimamente relacionado con la vibracin, ya que aparece en la realizacin de los equilibrados, la deteccin de resonancias y en el diagnstico de averas. Definiremos el concepto de fase de dos formas diferentes para una mejor comprensin:

Es el tiempo de adelanto o retraso que tiene una onda vibratoria respecto a otra de igual perodo o con respecto a una marca de referencia. La frecuencia de ambas ondas vibratorias y de la marca de referencia han de ser iguales. Fsicamente, la fase es el movimiento relativo que tiene un punto de la mquina con respecto a otro.

La aplicacin prctica de las lecturas de fase en el diagnstico de averas est en la diferenciacin de problemas mecnicos que se manifiestan espectralmente de la misma forma, como son: el desequilibrio, la excentricidad, el eje deformado, la desalineacin, las holguras, la falta de rigidez en la bancada y la resonancia armnica.

Veamos diferentes tecnologas aplicables a la medida de fase.

Pulso tacomtrico

Para realizar lecturas de fase utilizando un pulso tacomtrico es necesario lo siguiente: un analizador monocanal con entrada TTL y con filtro, un sensor de vibracin, un pulso tacomtrico generado por un fototaco o un taco magntico y una marca de referencia, que para el primer caso ser una cinta reflectante y para el segundo un chavetero. Para la realizacin de la medida se coloca el sensor en el punto que se desea analizar y se orienta el tacmetro hacia la cinta reflectante para obtener el pulso tacomtrico. La salida del tacmetro se conecta a la entrada TTL del analizador y el sensor a su entrada de vibracin. La seal TTL determina la frecuencia que se desea filtrar y el usuario determina el ancho de la banda de frecuencia a travs del analizador. El analizador presentar en pantalla directamente el posicionamiento del mximo de vibracin de la seal filtrada con respecto a la marca de referencia.

El grfico de la Figura 34 permite interpretar claramente el clculo de la fase realizado en el analizador monocanal. El clculo es una simple regla de tres que da como resultado la siguiente ecuacin:

La ventaja ms destacable del tacmetro de infrarrojos o luz visible es la fiabilidad, la repetibilidad y la rapidez en la realizacin de las lecturas siendo el principal inconveniente la necesidad de parar la mquina para la colocacin de la cinta refIectante. Este es un inconveniente que no presentan los tacmetros magnticos.

Figura 34: Clculo de la fase con marca de referencia.

Lmpara estroboscpica

Las lecturas de fase con lmpara estrobocpica se pueden realizar mediante dos tcnicas. La primera es totalmente anloga a la del pulso tacomtrico, en este caso la lmpara acta como un generador de pulso a la frecuencia que desea el usuario, normalmente la velocidad de giro del eje. La lmpara dispone de una salida que enva el pulso TTL al analizador. Para que el pulso se genere siempre en el mismo instante de cada giro del eje, ha de congelarse la imagen del eje siempre en la misma posicin. Para congelar la imagen siempre en la misma posicin hay que fijarse en marcas claras del eje o en la chaveta y mantener el eje en la misma posicin a lo largo de todas las mediciones de fase. El valor de la lectura de fase aparecer en la pantalla del analizador al igual que ocurre con el pulso tacomtrico.

La segunda tcnica de lectura de fase no presenta la lectura de fase en el analizador, sino que se visualiza segn la posicin del eje al congelarlo la lmpara estroboscpica, en este caso la lmpara no enva ningn tipo de seal al analizador. La cadena es la siguiente, el analizador filtra la seal del sensor a la frecuencia fijada por el usuario, cada vez que el analizador detecta el mximo de vibracin enva una seal a la lmpara para que emita un destello. Estos destellos tienen la frecuencia de giro del eje, por lo que el eje se observa congelado. Tomando como referencia un punto fijo, se mide la fase como el posicionamiento de una marca de eje con respecto a la referencia fija.

La ventaja de la lmpara es que no hay necesidad de parar la mquina para colocar la cinta reflectante sobre el eje y el inconveniente es que se requiere mayor tiempo y es menos precisa la lectura que la realizada con el fototaco.

Analizador multicanal

Las medidas con analizadores multicanales (dos canales como mnimo) consisten en realizar al menos dos lecturas de vibracin con dos sensores simultneamente y, comparar sus ondas en el tiempo. De la comparacin se deducir la fase de una de las medidas con respecto a la otra. Fijando un sensor en uno de los puntos del sistema y colocando otro sensor en los puntos de inters podemos realizar lecturas de fase relativas al sensor fijo. La principal ventaja de este mtodo, adems de su rapidez, es que no requiere la utilizacin de fototaco o de lmpara estroboscpica. Esta tcnica suele utilizarse para anlisis ODS (simulacin de la deformacin en funcionamiento) y anlisis modal.

Causas de desequilibrio

Una mquina rotativa est desequilibrada cuando el centro de gravedad o centro de masas del rotor no coincide con su centro de rotacin o centro geomtrico. Esto origina una fuerza centrfuga que (como se puede ver en la Figura 35) parte desde el centro de rotacin en direccin radial y gira sncronamente con el eje generando una vibracin excesiva.

Entre las caractersticas principales del desequilibrio podemos destacar las siguientes:

La amplitud de la vibracin es directamente proporcional a la cantidad de desequilibrio. La variacin en el desequilibrio originar una variacin en el ngulo de fase. La suma vectorial de todos los pesos situados en un mismo plano es igual a un nico desequilibrio. La cantidad de desequilibrio se puede medir en peso y distancia desde el centro del rotor al peso (gramos x cm). Un aumento del peso de desequilibrio o del radio originar un aumento directamente proporcional a la cantidad de desequilibrio donde:

m = masa de desequilibrio d = radio de desequilibrio w = velocidad angular

Las fuentes de desequilibrio pueden tener origen y naturalezas muy diferentes como pueden ser las siguientes:

Aglomeracin desigual de polvo en los rotores de un ventilador. Erosin y corrosin desigual de las impulsoras de una bomba. Falta de homogeneidad en partes coladas, como burbujas, agujeros de soplado, y partes porosas. Excentricidad del rotor. Distribucin desigual en las barras de rotor de motores elctricos o en el bobinado. Flexin de rodillos, especialmente en mquinas de papel. Pesos de equilibrado que faltan. Eje flexionado. Excentricidad.

Figura 35: Fuerza centrfuga en desequilibrio.

Tipos de desequilibrio

Desequilibrio en un nico plano

Tambin se conoce como desequilibrio esttico y es, normalmente, el problema ms fcil de diagnosticar. Producido generalmente por desgaste radial superficial no uniforme en rotores en los cuales su largo es despreciable en comparacin con su dimetro. La causa es una fuerza centrfuga que provoca un desplazamiento del eje de giro en la direccin radial. En ausencia de otros problemas, el desequilibrio genera una forma de onda sinusoidal pura y, por lo tanto, el espectro presenta vibracin dominante con una frecuencia igual a 1x RPM del rotor.

Para corregir el problema se recomienda equilibrar el rotor en un slo plano (en el centro de gravedad del rotor) con la masa adecuada y en la posicin angular calculada con un equipo de equilibrado.

Sntomas:

Vibracin radial en 1x RPM. Diferencia de fase entre la direccin horizontal y vertical de un rodamiento de aproximadamente 90, permitiendo una variacin aceptable de 30. No existen diferencias de fase significativas en las lecturas de fase entre ambos lados del eje en las direcciones radiales.

Figura 36: Desequilibrio en un nico plano.

Desequilibrio en dos planos

El origen del desequilibrio no es una fuerza, sino un par de fuerzas. Es decir, dos fuerzas de igual magnitud y de sentidos contrarios. El desequilibrio dinmico se da en rotores medianos y largos. Es debido principalmente a desgastes radiales y axiales simultneos en la superficie del rotor. El espectro presenta vibracin dominante y vaivn simultneo a frecuencia igual a 1x RPM del rotor. Para corregir el problema se recomienda equilibrar el rotor en dos planos con las masas adecuadas y en las posiciones angulares calculadas con un equipo de equilibrado.

Sntomas:

Vibracin radial en 1x RPM. Diferencia de fase entre la direccin horizontal y vertical de un rodamiento de aproximadamente 90, permitiendo una variacin aceptable de 30. La lectura de fase radial nos indicar que ambos lados del eje tienen un desfase de 180.

Figura 37: Desequilibrio en dos planos.

Rotor en voladizo

Ocurre en rotores que se encuentran en el extremo de un eje. Es producido por desgaste en la superficie del rotor y doblamiento del eje. El espectro presenta vibracin dominante en 1x RPM del rotor, muy notoria en direccin axial y radial.

Para corregir el problema, primero debe verificarse que el rotor no tenga excentricidad y que el eje no est doblado, luego debe realizarse el equilibrado adecuado.

Sntomas:

Vibracin radial en 1x RPM. Vibracin axial en 1x RPM. Diferencia de fase entre la direccin horizontal y vertical de un rodamiento de aproximadamente 90, permitiendo una variacin aceptable de 30. Lecturas de fase axial entre los rodamientos normalmente en fase. Las medidas de fase en direccin radial entre los rodamientos podran estar desfasados.

Figura 38: Desequilibrio de rotor en voladizo.

DescripcinEl desequilibrio se produce en los ejes rotativos cuando el centro de giro y el centro de masas no coinciden. La fuerza centrifuga excitadora que se genera es proporcional al cuadrado de la velocidad de giro del eje. Por lo tanto, a mayor velocidad de giro, mejor deber ser el equilibrado del rotor.

SntomasValor global Aumento de la vibracin en su valor global.

Espectro Pico en 1x RPM, nivel de ruido espectral bajo.

FaseValor de fase estable, cambio de fase de 90 cuando se desplaza la posicin del sensor 90.

Forma de ondaSe llega a apreciar una onda senoidal.

Severidad Depende de la mquina, pero en general los valores de alarma oscilan entre 3 y 8 mm/s.

Medicin En una mquina en la que aparece un problema de desequilibrio encontraremos un aumento de la amplitud de vibracin en las medidas radiales, mientras que las medidas de vibracin axial pueden permanecer bajas. En mquinas con rotor en voladizo tambin encontraremos un aumento de la amplitud de la vibracin en las medidas axiales.

Deteccin La deteccin del desequilibrio se realiza mediante la configuracin de una banda frecuencial de 0,8x a 1,2x RPM. El seguimiento de los valores medidos en esta banda nos da el primer sntoma de que la mquina puede sufrir un desequilibrio.

Correccin El desequilibrio se corrige con una compensacin de masa en el punto adecuado. Con un analizador de vibraciones se puede localizar el peso y el ngulo para colocar esta masa de compensacin.

Tabla 8: Diagnstico del desequilibrio.

Anlisis de problemas en bajas frecuencias

En este captulo se estudian los problemas ms comunes relacionados con la velocidad de giro y sus primeros armnicos. Se excluye el caso del desequilibrio, abordado en el captulo anterior. Las averas principales en este margen frecuencial son: excentricidad, ejes doblados, desalineacin y holguras.

Excentricidad

La excentricidad se define como la no coincidencia entre el eje de rotacin y el eje de simetra. La excentricidad puede tener lugar en diferentes tipos de elementos mecnicos, como son las poleas, las ruedas dentadas y en el posicionamiento relativo entre dos piezas concntricas, caso del rotor y el esttor de un motor.

Debido a una mejora en los procesos de fabricacin la excentricidad no es un fenmeno muy extendido, teniendo su origen fundamentalmente en un desgaste desigual de la superficie. Este es el caso del desgaste en las gargantas de las poleas. En los motores elctricos la excentricidad originada por el incorrecto posicionamiento relativo entre el rotor y el esttor se pone de manifiesto debido a una disminucin progresiva del entrehierro por parte de los fabricantes para un incremento de la eficiencia del motor.

La excentricidad se manifiesta de forma diferente en un elemento mecnico, caso de una polea, que en el caso del motor elctrico donde est presente la existencia de un campo magntico. Los problemas de excentricidad en motores elctricos se tratan en detalle en el captulo Motores.

Figura 45: Diferentes tipos de excentricidad.

Excentricidad en una polea

La excentricidad se manifiesta de la misma forma que el desequilibrio, con una fuerte vibracin a la frecuencia de giro de la polea en la direccin radial. Si se diagnostica como desequilibrio puede que se corrija el problema, pero la excentricidad suele depender de la carga, por lo que al variar las condiciones de carga bajo las que se realiz el equilibrado, los niveles de vibracin pueden incrementarse. La fase es un parmetro del que se dispone para diferenciar la excentricidad del desequilibrio. Como se coment en el captulo anterior, el desequilibrio presenta un desfase de 90 entre sus dos lecturas radiales. En el caso de la excentricidad, se genera una variacin peridica en la tensin de las correas. La fuerza de reaccin en las poleas origina un movimiento de las poleas en la direccin de la fuerza por lo que si se realizan lecturas de fase radiales en la polea, estas lecturas estarn en fase como se muestra en la Figura 46

En una lectura espectral tomada en lnea con las dos poleas, la frecuencia de la polea desgastada se manifiesta normalmente en la otra polea.

Si se quitan las correas y el armnico de la velocidad de giro disminuye significativamente, es bastante probable que el problema sea un desgaste del dimetro primitivo de la polea.

Figura 46: Excentricidad en una polea.Eje deformado

Se dice que un rotor est deformado cuando pierde su simetra con respecto a su eje de giro. La deformacin puede tener su origen por dilataciones trmicas o sobrecargas radiales y axiales. Un eje deformado se manifiesta en el espectro a la frecuencia de giro del eje. Sin embargo a diferencia del desequilibrio se detectar una vibracin axial significativa, cuyo espectro de frecuencias asociado presentar, acompaando al primer armnico de la velocidad de giro, un segundo armnico. Si se intenta su equilibrado, normalmente es necesario un gran peso de correccin.

La presencia de vibracin axial no es exclusiva del eje deformado, sino que tambin se encuentra en el desequilibrio de ejes en voladizo y en la desalineacin en acoplamientos o rodamientos. El parmetro que nos ayudara a dar un diagnstico ms preciso, como ya se coment sera la fase.

Hay que realizar lecturas en la direccin axial en ambos rodamientos de apoyo.

Si hay un desfase de 180 nos indicar que el eje est deformado. Por otro lado, en la mayora de los casos de ejes deformados, las lecturas de fase en las direcciones horizontal y vertical de ambos rodamientos son iguales.

Figura 47: Eje deformado.

Desalineacin

La desalineacin es uno de los problemas ms frecuentes de vibraciones en mquinas rotativas y se debe a la dificultad que presenta la alineacin de dos rotores con sus respectivos apoyos. La desalineacin puede tener su origen en causas muy diversas como: excesiva confianza en la utilizacin de acoplamientos elsticos y rodamientos autoalineables, distorsiones en la mquina durante su operacin que producen desplazamientos del sistema conductor o conducido, etc. La desalineacin producir unos niveles de vibracin muy elevados en las proximidades del acoplamiento que pueden llegar a precipitar la degradacin de los rodamientos, el desgaste de los tacos del acoplamiento, la rotura de pernos, el sobrecaIentamiento excesivo del sistema conductor por un aumento del consumo elctrico, etc., por lo que es conveniente corregirla antes de que produzca daos ms considerables que pueden llegar a producir paros en la mquina.

La desalineacin de acopIamientos puede medirse empleando relojes comparadores y corregirse con galgas sobre las patas del sistema mvil de la mquina (generalmente el motor). En la actualidad, hay sistemas comerciales precisos para la medida y correccin de la desalineacin, basados en unas fijaciones que soportan los relojes comparadores e incluso sistemas lser. Estos sistemas se apoyan en instrumentos de captura automtica de medidas, clculo de correcciones aplicables y representacin en pantalla de las tolerancias y del movimiento de correccin.

La desalineacin tiene lugar cuando existe poca precisin en la alineacin entre pares de piezas, como son los elementos de un acoplamiento, rodamientos, ejes y poleas. La desalineacin normalmente se manifiesta con una fuerte vibracin en las direcciones axiales y radiales.

Las lecturas axiales pueden presentar los primeros armnicos de la velocidad de giro, 1x, 2x y 3x RPM.

Las lecturas radiales presentan normalmente actividad a 1x y 2x RPM.Bajas amplitudes en la frecuencia del tercer armnico y superiores.

Sin embargo, en algunos equipos la vibracin predominante debida a desalineacin tiene lugar a 1xRPM y puede confundirse con desequilibrio. En estos casos es conveniente realizar un anlisis complementario de fase que nos permitir distinguir problemas de desalineacin de desequilibrio. Por otro lado, la onda en el tiempo se caracteriza por presentar un patrn repetitivo sin impactos en aceleracin.

El anlisis de fase nos permite confirmar el diagnstico de la desalineacin y se caracteriza por presentar una diferencia de fase importante entre los rodamientos prximos al acoplamiento en las mismas direcciones de medida. Otra caracterstica de la desalineacin es que la diferencia de fase entre lecturas horizontales no son semejantes a la diferencia de fase entre las lecturas verticales.

Se describen a continuacin dos tipos de desalineacin, la desalineacin angular y la desalineacin offset o paralela. En la mayora de los casos la desalineacin presente es una combinacin de ambas:

Se describen tambin, despus, los casos tpicos de desalineacin en rodamientos y cojinetes y en poleas:

Desalineacin angular

Hay desalineacin angular cuando las lneas centrales de dos ejes se cortan formando un ngulo. La presencia de fuerte vibracin axial a 1x RPM caracteriza este tipo de desalineacin, que puede estar acompaado de armnicos de la velocidad de giro del eje con bajas amplitudes.

Sntomas: Fuerte vibracin axial en 1x RPM posiblemente con armnicos en 2x y 3x. El armnico 2x RPM en direccin axial puede alcanzar un valor igual o incluso superior a 1x. Vibracin en direccin radial, probablemente de menor amplitud que en direccin axial, en 1x, 2x y 3x. Las medidas de fase axial a ambos lados del acoplamiento se encuentran desfasadas 180.

Figura 48: Desalineacin angular.

Desalineacin paralela

Hay desalineacin angular cuando las lneas centrales de dos ejes se cortan formando un ngulo. La presencia de fuerte vibracin axial a 1x RPM caracteriza este tipo de desalineacin, que puede estar acompaado de armnicos de la velocidad de giro del eje con bajas amplitudes.

Sntomas:

Fuerte vibracin radial en 1x RPM con armnicos en 2x y 3x. El armnico 2x RPM en direccin radial puede alcanzar un valor igual o incluso superior a 1x. Las medidas de fase radial a ambos lados del acoplamiento se encuentran desfasadas 180.

Figura 49: Desalineacin paralela.

Desalineacin en rodamientos y cojinetes

Independientemente de que exista una buena alineacin en el acoplamiento, puede existir una desalineacin entre el eje y el rodamiento. La desalineacin puede tener su origen en una distorsin en la mquina o en un montaje inadecuado. Si una de las patas de la mquina no est en el mismo plano que las otras o si la bancada no est plana, al apretar los pernos de anclaje se generar una deformacin y como consecuencia una desalineacin. Otro ejemplo de desalineacin en rodamientos tiene lugar en ventiladores de gran tamao donde estn montadas las cajeras de los rodamientos sobre la estructura metlica del ventilador. Si la estructura metlica no tiene la rigidez suficiente, se deformar bajo condiciones de carga y originar una desalineacin. Generalmente, la mayor deformacin se suele producir en el rodamiento prximo al rodete, originando una desalineacin axial.

Los rodamientos de bolas o rodillos desalineados se caracterizan por presentar vibracin axial independientemente del estado de equilibrado. La vibracin puede aparecer a 1x, 2x, 3x RPM o al nmero de bolas o rodillos del rodamiento por la velocidad de giro.

La desalineacin de cojinetes antifriccin presentan vibracin radial y axial, normalmente a 1x y 2x RPM de la velocidad de giro. La desalineacin de cojinetes suele venir acompaada por desequilibrios del rotor, por lo que un equilibrado del rotor disminuir la vibracin radial y axial.

Sntomas:

Fuerte vibracin axial en 1x RPM posiblemente con armnicos en 2x y 3x. El armnico 2x PM en direccin axial puede alcanzar un valor igual o incluso superior a 1x. Las lecturas de fase axial en la parte inferior, izquierda, superior y derecha del rodamiento aparecen desfasadas 90.

Figura 50: Desalineacin en rodamientos y cojinetes.

Desalineacin en poleas

Se dice que dos poleas estn desalineadas cuando no se encuentran en el mismo plano. Este problema produce alta vibracin axial a 1x RPM del conductor o el conducido, generalmente el conducido. La buena medida de las amplitudes de las vibraciones depende de donde sean tomados los datos. Tambin se manifiestan con la presencia de la frecuencia de banda y sus armnicos. Hay que tener en cuenta que las frecuencias de correas tambin suelen aparecer cuando existe un desgaste de las mismas, por lo que a veces es conveniente verificar su estado.

Para solucionar el problema deben alinearse las poleas tanto angular como paralelamente.

Sntomas: Alta vibracin axial y radial a 1x RPM del conductor o el conducido. La vibracin es ms importante en direccin axial que radial (este hecho permite descartar el desequilibrio). Desgaste desigual en direccin axial en poleas y correas.

Figura 51: Poleas desalineadas

Holguras

Las holguras mecnicas pueden tener naturalezas muy distintas: falta de apriete entre distintos elementos mecnicos (aflojamiento de pernos, rotura de anclajes, etc.), aumento de tolerancias producidas por desgastes (holguras en cojinetes, rodamientos, engranajes, etc.), etc. Las holguras se manifiestan en las medidas de vibracin siempre y cuando exista una fuente de excitacin debida a un problema ajeno a las holguras, como puede ser un desequilibrio, una desalineacin, etc., de forma que pequeas fuerzas de excitacin exterior pueden producir elevadas amplitudes de vibracin, si hay holguras.

Las holguras se caracterizan por presentar en el espectro de frecuencias varios armnicos de la velocidad de giro del eje. Los niveles de vibracin experimentados por la mquina suelen ser importantes. En funcin de la evolucin de las holguras, en los espectros pueden aparecer picos armnicos de la frecuencia de giro (1x, 2x, 3x, etc.), medios armnicos de la velocidad de giro (1.5x, 2.5x, 3.5x, etc.) e incluso subarmnicos de dicha frecuencia (0.5x). Por otro lado, la onda en el tiempo se caracterizar por ser errtica y sin ningn patrn de repeticin.

Podemos hacer una clasificacin general de las holguras, distinguiendo entre holguras de elementos rotativos (rodamientos, cojinetes de friccin. acoplamientos, rotores, etc.) y holguras estructurales (bancadas, cajeras, pernos de anclaje, etc.). Cada una de ellas tiene unas caractersticas propias que se comentan a continuacin:

Holguras en elementos rotativos

Este tipo de holguras se caracterizan por presentar un espectro con bandas anchas de frecuencias relacionadas con la frecuencia de giro del rotor, pudiendo distinguirse: armnicos (1x, 2x, 3x, etc.), subarmnicos (0.5x) y medios armnicos (1.5x, 2.5x, 3.5x, etc.). Generalmente se manifiestan ms claramente en las direcciones radiales de medida (horizontales y verticales) que en las direcciones axiales.

A medida que el desgaste aumenta se generan cambios en el espectro de frecuencias, lo que permite hacer una clasificacin de la severidad de la holgura en cuatro grupos:

Holgura incipiente: presencia de los primeros cuatro o cinco armnicos de la velocidad de giro, con armnicos superiores de menor amplitud. Holgura potencialmente seria: incremento de la amplitud del primer armnico de la velocidad de giro y aparicin de medios armnicos de muy baja amplitud. Holgura seria: aumento de la amplitud de los armnicos y medios armnicos de la velocidad de giro. Holgura severa: se caracteriza por presentar medios armnicos, armnicos y subarmnicos de la frecuencia de giro del rotor, de forma que en el espectro se observa una banda ancha de energa.

Figura 52: Holgura mecnica eje-agujero.

Holguras estructurales

Son las holguras asociadas a los elementos mecnicos no rotativos de la mquina: anclajes de fijacin a la bancada, uniones entre tuberas, cajeras de rodamientos, etc. Normalmente, se manifiesta ms claramente en las direcciones radiales de medida que en las axiales, con la presencia en el espectro de frecuencias de varios armnicos de la velocidad de giro del eje. Un indicador de la severidad de la holgura es la comparacin de la amplitud de los armnicos a 2x y 3x con respecto a la frecuencia a 1x, de forma que cuando la amplitud de dichos armnicos est por encima del 50% de la amplitud del pico a 1x, nos indicar una mayor severidad de la holgura.

El motivo por el que este tipo de holguras se manifiestan en los espectros de frecuencia con varios armnicos de la frecuencia de giro (1x, 2x, 3x, 4x, etc.) se ilustran en la figura siguiente. El rotor presenta un ligero desequilibrio como fuerza de excitacin de las holguras debidas al aflojamiento de los anclajes entre el soporte del rodamiento y la bancada.

En las cuatro etapas de la figura podemos ver como a medida que el punto pesado de desequilibrio va girando hasta completar una vuelta completa, se producen cuatro fuerzas o impulsos, indicadas en las cuatro figuras, dos de las cuales son debidas al desequilibrio y las otras dos al retorno de cada uno de los lados del soporte a la bancada. Esto nos originar varios armnicos de la frecuencia de giro en el espectro de vibracin. Para identificar y localizar si existen o no holguras entre dos elementos estructurales, como pueden ser una pata de un motor y su bancada, debidos al aflojamiento de los pernos o rotura del anclaje, existe un mtodo muy sencillo que consiste en tomar lecturas de vibracin y fase, en todas las direcciones posibles de medida (axiales, horizontales y verticales) en los dos elementos en estudio.

Los datos obtenidos nos pueden dar dos posibles resultados bien diferenciados, en funcin de los cuales determinaremos con total fiabilidad la existencia o no de holguras entre ellos:

Figura 53: Holguras en mal anclaje.

Si los espectros obtenidos en la misma direccin en los dos elementos presentan amplitudes similares y adems las lecturas de fase son idnticas nos indicarn que existe una buena unin entre los dos elementos. Si por el contrario, las amplitudes de los picos armnicos de la frecuencia de giro en las mismas direcciones de medida en los dos elementos son distintas, y adems hay diferencias importantes de fase entre ellas, nos confirmarn la existencia de holguras entre ambos elementos.

Figura 54: Holguras en una bancada.

Pulsaciones

El fenmeno de la pulsacin es el resultado de la interaccin entre dos frecuencias prximas que se sincronizan y se desincronizan alternativamente. Como puede apreciarse en la forma de onda de la Figura 55, una pulsacin puede confundirse fcilmente con una modulacin de amplitud, cuando en realidad se trata de dos seales sinusoidales que se suman para formar pulsos. El espectro muestra claramente la frecuencia y la amplitud de cada componente y se observa que no aparecen bandas laterales. Dado que dichas seales son ligeramente diferentes en frecuencia, su desfase vara continuamente de 0 a 360, lo cual provoca que su amplitud combinada vare, debido al reforzamiento y a la cancelacin parcial que se produce.

La mayor amplitud de vibracin se da cuando ambas seales se encuentran en fase y por tanto, sus formas de onda se superponen. Por el contrario, el menor nivel de vibracin tiene lugar cuando ambas seales se encuentran desfasadas 180 y por tanto sus formas de onda se cancelan mutuamente. En las grficas de la Figura 55 los niveles de amplitud de las dos seales son iguales con lo cual llegan a cancelarse completamente.

La cancelacin completa se ve rara vez en seales de planta. En un espectro de frecuencia de baja resolucin normalmente aparece slo un pico cuya amplitud sube y baja de forma pulsante. Si se ampla el espectro en torno a dicho pico, se puede observar que realmente se trata de dos picos muy prximos entre s. La diferencia de frecuencia entre ambos se denomina frecuencia de pulsacin o "beat frequency". No es normal ver la frecuencia de pulsacin en el espectro ya que se trata de una frecuencia muy baja, tpicamente en un rango entre 5 y 100 CPM.

Figura 55: Pulsaciones.

Cojinetes de friccin

Los cojinetes de friccin son los elementos mecnicos de mayor rango de aplicacin atendiendo a la gran variedad de condiciones a las que se puede adaptar su diseo en las ms diversas mquinas y aplicaciones. As por ejemplo, podemos encontrar casquillos ligeros en mquinas pequeas (alternadores de automvil), en condiciones de carga variable y elevada temperatura (bielas y cigeales de motores de explosin), en situaciones de carga muy elevada (cojinetes de ferrocarril) o con grados de confiabilidad prximos al 100% en turbomaquinaria (turbinas de vapor).

Adems de los problemas mecnicos propios de las mquinas con cojinetes de friccin como desequilibrios, desalineaciones, ejes deformados, excentricidades, resonancias, etc. existen algunos problemas o defectos propios de los cojinetes de friccin como son: excesivas holguras, remolino de aceite e inadecuada lubricacin.

Excesiva holgura

Para que un problema de holguras se manifieste es necesario que existan fuerzas de excitacin exteriores que pueden ser debidas a desequilibrios, desalineaciones, etc. que exciten el problema, pudiendo originarse elevados niveles de vibracin. Un cojinete con excesiva holgura es menos capaz de absorber las fuerzas debidas a problemas mecnicos y da lugar a altos niveles de vibracin a 1x, 2x RPM y armnicos superiores. Tambin pueden aparecer medios armnicos (1.5x, 2.5x, 3.5x RPM, etc.) y subarmnicos (0.5x RPM), como se ha comentado en el apartado de holguras en el captulo bajas frecuencias.

La holgura condiciona la posicin del eje dentro del cojinete, de forma que un huelgo excesivo, puede dar lugar a un posicionamiento incorrecto, y en consecuencia, a un fenmeno de desalineacin, con la aparicin de las vibraciones y frecuencias caractersticas de este problema.

Remolino de aceite

El remolino de aceite es un problema tpico de cojinetes de friccin. Este problema ocurre principalmente en mquinas con cojinetes de lubricacin hidrodinmica a presin y operando a velocidades de giro elevadas, normalmente por encima de la velocidad crtica del rotor.

La vibracin tpica del remolino de aceite es subsncrona, presentando en el espectro una frecuencia en un rango entre 0,43 y 0,48x RPM, pudiendo producir daos catastrficos si la velocidad de giro del rotor es el doble de la velocidad crtica, pudiendo producirse la excitacin de la frecuencia natural del rotor. A este fenmeno se le conoce con el nombre de latigazo de aceite.

A continuacin se comenta el fenmeno del remolino de aceite en cojinetes de friccin. En condiciones normales de funcionamiento, el rotor se instala en una posicin excntrica, sobre una pelcula de aceite. El movimiento del eje bombea aceite creando una cua de alta presin que soporta la carga del eje. Aguas abajo del movimiento del fluido la presin es menor que aguas amiba. Esta diferencia de presiones origina una fuerza tangencial en el eje en la direccin de la rotacin que es la causa del remolino del rotor. EI valor tpico de la frecuencia caracterstica de este movimiento se explica mediante la velocidad de arrastre de la pelcula fluida. En efecto, como todo fluido viscoso en movimiento, la capa molecular de aceite en contacto con el rotor gira a la velocidad de este, mientras que las adyacentes son arrastradas por fuerzas de cortadura hasta que la capa adyacente al cojinete tiene velocidad nula.

Figura 63: Remolino de aceite.

Ahora bien, las prdidas por viscosidad hacen que este valor disminuya ligeramente, entre un 4 y un 8 por ciento. Normalmente, las fuerzas que produce este fenmeno, son pequeas comparadas con las cargas estticas o dinmicas que actan sobre el cojinete. Sin embargo, ocurre a veces que tales fuerzas de remolino de aceite son las principales, y de aqu el peligro de este fenmeno.

Esto, unido a que el defecto es inestable, hace que tenga que ser tratado con especial atencin, analizando todas las posibles causas que originan su aparicin.

EI fenmeno de remolino de aceite es a menudo atribuido a diseos inadecuados del cojinete. Por ejemplo, si la carga esttica del eje en el cojinete es muy ligera entonces la fuerza generada por la rotacin de la pelcula de aceite puede ser la fuerza dominante, en cuyo caso la mquina ser muy susceptible al remolino de aceite. Un excesivo desgaste del cojinete es un problema que contribuye al remolino de aceite. La tendencia de la mquina para desarrollar el remolino de aceite depende de la cantidad de excentricidad del eje con los cojinetes. Sin embargo, en un cojinete desgastado, el eje girar ms y ms excntrico y aumentar el desgaste del cojinete y por lo tanto aumentar la probabilidad del remolino de aceite.

Un aumento de la presin del aceite o su viscosidad pueden aumentar tambin la posibilidad de que se produzca remolino de aceite. Cuando se localiza un problema de remolino de aceite, se pueden aplicar soluciones temporales para su correccin como son: aumentar la temperatura que produce una disminucin de la viscosidad y un aumento de la carga del cojinete, introduciendo un ligero desequilibrio o una desalineacin. En la actualidad existen diseos especiales encaminados a reducir la aparicin del remolino de aceite. En la figura 64 presentamos un espectro caracterstico de un problema de remolino de aceite. El espectro fue tomado pinchando en un panel de un sistema de monitorizacin en continuo de una motobomba vertical de refrigeracin de una central nuclear, y se observa un pico dominante a 0,47RPM. Durante la toma de datos se observ cmo la amplitud del pico es muy variable, caracterstica que muestra la inestabilidad del fenmeno en s.

Figura 64: Espectro en remolino de aceite.

Lubricacin deficiente

Cuando falla el sistema de lubricacin o el aceite empleado no es el adecuado, puede llegar al rozamiento seco entre rotor y cojinete, originndose una vibracin tangencial como en el caso anterior, pero conceptualmente distinta y de frecuencia tambin muy distinta, generalmente alta y no relacionada con las RPM de la mquina.

Sensores y bandas de frecuencia para medidas en cojinetes

A la hora de realizar mediciones de vibracin en cojinetes hay que tener en cuenta cual va a ser el sensor ms adecuado. Investigaciones realizadas en torno a la fiabilidad de las medidas de vibraciones con sensores de contacto en cojinetes con lubricacin hidrodinmica han llevado a la conclusin de que en estos cojinetes se produce una atenuacin de la seal vibratoria, perdindose parte de la informacin, cuando se realizan las medidas con sensores de contacto en carcasa.

Como ya vimos en el captulo 3, existen en el mercado unos sensores de no contacto denominados proxmetros, cuyo