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UNIVERSIDAD TECNICA DE ORURO FACULTAD NACIONAL DE INGENIERIA INGENIERIA MECANICA – ELECTROMECANICA DEPARTAMENTO DE MANTENIMIENTO
INGENIERIA DE MANTENIMIENTO DIAGNOSTICO DEL DESBALANCE DE MASA EN UN ROTOR EN UN PLANO
MEC –3300¨A¨ LABORATORIO 1
1. INTRODUCCION Según el Manual de vibraciones de Power-MI, el desbalance se produce cuando el centro geométrico del eje y el centro de masas no coinciden. La fuerza centrífuga excitadora que se genera es proporcional al cuadrado de la velocidad de giro del eje. Por lo tanto, a mayor velocidad de giro, mejor deberá ser el balanceo del rotor.
1.1.
ANTECEDENTES
Cuando se habla de balancear en un plano, se hace referencia a la acción de efectuar las correcciones solo en una “cara” del rotor. Se debe considerar la Norma ISO 1940 como guía para la selección del modelo. Para llevar a cabo el balanceo en un plano se pueden emplear diferentes técnicas, de acuerdo con la instrumentación disponible en la planta. 1.2. OBJETIVOS El estudiante deberá identificar los espectros que se manifiestan para el desbalanceo en un plano. Analizar e interpretar los datos que proporciona el vibrometro Proveer las herramientas y conocimientos necesarios para identificar problemas asociados a desbalanceo Identificar penamente un estado de desbalanceo en una maquina (diferenciando de otros defectos) 1.3. 1.3.1.
FUNDAMENTO TEORICO Desequilibrio estático y dinámico
El desequilibrio estático es aquel que podemos encontrar colocando el rotor en unas paralelas y dejándolo que gire por si mismo hasta que se para. La parte más pesada del conjunto del rotor quedará en la parte baja y la menos pesada en la parte alta del rotor.
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Fig. 1.1 La arte más pesada cae hacia abajo Si un rotor solo tiene desequilibrio estático, es decir que el desequilibrio está distribuido en toda su longitud y en un mismo ángulo, el comportamiento en el momento de girar será como se representa en la figura siguiente; el eje de giro y el de inercia se separan, en paralelo, una distancia que depende de la fuerza generada por el desequilibrio. Para compensar el desequilibrio estático podemos colocar una masa en cada lado y en sentido contrario al desequilibrio o bien una masa en el centro del rotor de un valor igual a la suma del desequilibrio estático.
Fig. 1.2 Compensación de masa Generalmente, basándonos en la norma VDI 2060, el equilibrado estático o en un plano se realiza en rotores estrechos con separación entre cojinetes muy grande donde el par de fuerzas no tiene demasiada importancia y dependiendo siempre de la perpendicularidad respecto al eje y del tipo de emplazamiento. En las equilibradoras computarizadas de Elettrorava podemos ver al unísono el desequilibrio estático y el par de fuerzas; para estar seguros si el equilibrado en un solo plano es suficiente debemos conocer la fuerza que soportan los asientos de los rodamientos o cojinetes y comprobar que dividiendo la cantidad indicada del par de fuerzas entre la distancia entre soportes de cojinetes, el resultado no supera dicha fuerza. La práctica demuestra que si un rotor tiene una anchura inferior a una tercera parte de su diámetro y esta anchura no supera los 100 mm, el equilibrado estático o en un solo plano es suficiente, no obstante debemos recordar que un equilibrado en dos planos o dinámico es más costoso pero es definitivo. También se utiliza el equilibrado estático en piezas sin solidificar como pueden ser las muelas abrasivas antes de pasar por el horno
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. Fig. 1.3 Muelas abrasivas Debemos tener presente que un rotor que está equilibrado estáticamente puede tener un desequilibrio dinámico muy grande y por tanto provocar vibraciones, es por ello que los equipos de medición de calidad deben presentar al equilibrador, además del desequilibrio estático, el desequilibrio de cada lado o dinámico para que el pueda determinar el tipo de equilibrado que conviene. El desequilibrio dinámico es aquel que aparece cuando el rotor está en rotación, es decir que no podríamos detectarlo en unas paralelas como el estático y para ello es imprescindible colocar el rotor en una máquina equilibradora o bien realizar la medición funcionando "in situ". Fijémonos en la figura 1.4, donde podremos ver un rotor de dos discos donde cada disco tiene un desequilibrio del mismo tamaño pero desfasados 180° entre sí.
Fig. 1.4 rotor de dos discos desfasados 180° Los pesos P1 y P2 ejercen cada uno de ellos una fuerza en el mismo sentido pero una a cada lado del eje de rotación (flechas negras) de forma que el rotor se mantiene equilibrado estáticamente; pero cuando este rotor gire a su velocidad de funcionamiento se presentaran unas fuerzas F1 y F2 provocadas por los pesos P1 y P2 dando lugar a un par de fuerzas, desequilibrio dinámico, que causará el desplazamiento del
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eje de giro y el eje de inercia y provocara vibraciones cuya intensidad dependerá del tamaño de P1 y P2 y de la velocidad de giro del rotor. El comportamiento de las fuerzas centrífugas del rotor, cuando el desequilibrio es dinámico es como se ve en la figura 6.
Fig. 1.5 Eje desequilibrado Como el rotor estará alojado en soportes de rodamientos, transmitirá la vibración, a través de éstos, al conjunto máquina que lo soporta; podemos deducir, de todo lo tratado en este capítulo, que un equilibrado estático no siempre es suficiente para un rotor y que el mayor número de ocasiones debemos equilibrar dinámicamente, es decir en dos planos, que además incluye el estático; además, en el equilibrado existen otros problemas como la elasticidad, flexión, resonancia, etc, que trataremos más adelante en ejemplos de rotores concretos donde intervienen otros factores causantes de vibraciones en las máquinas. 1.3.2.
Grado de Calidad de Balanceo Acorde a la Norma ISO 1940
En el curso de muchos años, la experiencia operativa llevó a la creación de diez grados de equilibrar la calidad de los componentes rotatorios. La información del documento contiene, en forma de una tabla, para la elección de los grados de calidad para todos los rotores normal de las máquinas y las instalaciones. A modo de ejemplo, el grado de calidad G 40 se propone para las ruedas de los automóviles. El grado G 16 se ha escogido para cada componente de los motores de vehículos, 6,3 G para los ventiladores y para las armaduras de motores eléctricos, y 2,5 G de turboblowers. Para explicar la designación grados de calidad se debe mencionar que para rotores de discos planos, el valor numérico proporciona una inmediata y lo permisible "velocidad circular del centro de gravedad" 𝒆 ∗ 𝒘, En el caso de un rotor con forma de disco de la calidad del grado G 6.3, p ej., este valor, es decir, el producto del desbalance "se refiere a la masa del rotor" 𝒆 (o desequilibrio específico), y la velocidad angular 𝒘, debería no exceder del valor 6,3 mm / s.
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En el caso de cuerpos cilíndricos que normalmente deben ser corregidas en dos planos, la designación de grado de calidad también puede ser aplicada. En este caso, es el desplazamiento del centro de gravedad en el peor de los casos, es decir, cuando el desequilibrio en los dos planos se encuentra en la misma dirección. Una exacta medición absoluta para la calidad de la corrección de la masa del rotor es el desbalance residual presente en él. El dibujo de un componente no se obtiene la velocidad circular 𝒆 ∗ 𝒘 pero el desequilibrio residual isible 𝑼𝑷𝑬𝑹 = 𝒆 ∗ 𝒘 en gmm. Aquí 𝒎 es la masa del rotor; el desequilibrio específico se obtiene de la figura de la norma ISO 1940 del documento, que se da a continuación como la figura 1.6 De este esquema se obtiene el valor de e para la calidad o los grados G en relación con la velocidad de operación 𝒏.
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Fig. 1.6 Grados de Calidad de Balanceo de Rotores Rígidos (Documentos ISO 1940)
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1.3.3. Medición y Evaluación de Vibraciones 1.3.3.1. Detalles de la medición En directiva VDI 2056 del supuesto básico de que se haga que la máquina que se investigue está en un estado completamente ensamblado. Durante la medición, o bien se puede configurar como en el funcionamiento normal o se puede montar en soportes especiales de primavera, o incluso puede ser colgado de esos montes. Las máquinas más grandes tales como generadores y turbinas son casi siempre se establece en la forma de funcionamiento. Sin embargo, si se requiere para medir las vibraciones mecánicas de los elementos más pequeños, tales como motores eléctricos, calefacción ventiladores etc, que se producen en la producción en serie y tienen que ser comprobados en el contexto de una prueba de la producción final, entonces se recomienda que deberían ser suspendidos de muelles helicoidales blandos o montados sobre monturas de hule. La frecuencia natural de la suspensión o del montaje debe ser inferior a 1 / 4 de la velocidad mínima de funcionamiento del elemento bajo prueba. En cuanto a la medición de localidades se refiere, la Directriz recomienda que en general los puntos de apoyo de la máquina deban ser elegidos. Las mediciones deben llevarse a cabo en el horizontal, el vertical y la dirección axial. En fin, sin embargo, para reducir el costo a un valor razonable, un menor número de puntos de medición se podrán establecer, sobre todo en el caso de las investigaciones de serie (Fig. 1.7). De los resultados obtenidos en los distintos puntos, sólo el mayor valor debe utilizarse para la evaluación adicional. Esto se designa como la intensidad de vibración".
Fig. 1.7 Al determinar la intensidad de vibración de las máquinas eléctricas, las mediciones deberán efectuarse preferentemente en las posiciones 1 a 4. La unidad de prueba debe, por ejemplo, ser colgado en un resorte helicoidal para dar una frecuencia natural baja.
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1.3.3.2. Evaluaciones estándares Mirado por sí sola, la intensidad de vibración no hace que la evaluación sea posible. Sólo por el uso de los valores obtenidos con la experiencia anterior no la evaluación real de la vibración se hacen posibles. VDl Orientación 2056 ha definido niveles de tolerancia de un total de cuatro grupos de máquinas. Al comparar la intensidad de vibración medida con los valores de tolerancia, en la Orientación VDl, uno puede fácilmente determina si el comportamiento vibratorio de la máquina objeto de la investigación puede ser descrita como "buena", "aceptable", "apenas aceptable" o "no aceptable" (Fig. 1.8). En conclusión, debe hacerse referencia a la norma DIN 45665, que establece los valores límite y las especiales normas de evaluación de los motores eléctricos y generadores.
Fig. 1.8 Limites de vibraciones en la evaluación de máquinas (Según la Tabla 2 de la Pauta VDI 2056) 1.3.4. Control del proceso de equilibrio Como todos los procesos de fabricación mecánica, la elección de la calidad de balanceo debe hacerse de tal forma que, por una parte, el rotor está equilibrado con una precisión suficiente, por otro lado sim embargo, no a un costo excesivo, es decir, una precisión necesaria de equilibrado. El balanceo no solo consiste en la compensación de un desequilibrio, también hay que tomar en consideración que cada vez que se realice un servicio de balanceo se acorta la vida útil del rotor a la modificación de la estructura física del rotor.
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Fig. 1.9 Espectro de un caso de desbalanceo
𝑓=
1 1 = = 9.86𝐻𝑧 𝑇 10.14𝑠
Esta frecuencia sincrónica a 1X y el patrón sinusoidal de la señal de onda en las mediciones radiales, junto con una amplitud muy baja de vibración en la componente a 1X en la dirección axial; son el comportamiento típico producidos por un desbalance en el rotor de una maquina rotativa.
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2. METODOLOGIA 2.1 Material Analizador de vibraciones NK-100 TEKNIKAO Indicación digital de 3 ½ dígitos en display de cristal líquido. Indicación en bargraph de 21 puntos. Fondo de escala para medida de amplitud: Aceleración: 𝟐𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎 𝒎 / 𝒔𝟐 Velocidad: 𝟐𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎 𝒎𝒎 / 𝒔. Desplazamiento: 𝟐𝟎𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎𝟎 • 𝒎. Rango de frecuencia de 100 a 200.000 M en 3 pistas. Medida RMS real, 0 a Pico y norma ISO 2372. Peso 4,5 Kg (estuche completo) Acelerómetro con amplificador interno. Luz estroboscópica. Tabla Nº 2.1 Ventilador Modelo 30CM-SQ Modelo 30CM-SQN Tamaño: 300mm Voltaje de entrada: 220V-240V Frecuencia: 50W Tabla Nº 2.2
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Tacómetro Especificaciones Láser: Clasificación: Clase 3R (según IEC 60825-1 Ed 1.2 2001-8) Salida Máxima Láser: 3mW Duración de Pulso: Continua Longitud de onda Láser: 650 nm Divergencia de rayo: < 1.5 mrad Diámetro de rayo: típicamente 4 x 7 . mm a 2 metros Vida de diodo de Láser: 8,000 horas Operacionales . MTBF Rango:
Puntos de o: 0.5 a 20,000 RPM . Rueda: 10 cm / 12 pulgadas: 0.5 a 12,000 . RPM Resolución: Fija: 1 (10 por encima de 99,999 Autoranging (ajuste automático de rango): 0.001 a 1.0 (10 por encima de 99,999) Exactitud: Revoluciones: ±0.05% de la lectura (RPM) o límite de resolución (sin deslizar) Linear: ±0.5% de la lectura o límite de resolución (sin deslizar) Entada externa: Máximo absoluto: Mínimo:
-0.3 V a 5 V (CC) bajo a menos de 1.2 V y alto por encima de 2 V (compatible con TTL) Borde: Cambia en borde positivo Potencia Salida: 3.0 V nominal, aprox. 2.8 V @ 20 mA max Salida Pulso: 0 V a 3.3 V (CC) pulso, Misma forma que la señal de entrada externa o alta cuanda la óptica interna ve una réfleccion Dimensiones: 6.92” (17.58 cm) de alto x 2.4” (6.10 cm) de ancho x 1.6” (4.06 cm) de profundo Peso: Aprox. 7 onzas. (210 g)
Tabla Nº 2.3
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Procedimiento Primeramente se medirá la velocidad sin carga del ventilador con el uso del tacómetro Se tomaran datos de vibración sin cargar en los alabes del ventilador Se pondrán cargas poco a poco en cada alabe del ventilador, causando asi un desbalance en rotor. Se tomaran datos por cada masa puesta.
2.3.
Montaje Analizador de vibraciones
MASA DE PLASTILINA
VENTILADOR Fig. 2.1 Montaje del experimento 2.4.
Registro de datos
3. REGISTRO DE DATOS Velocidad del ventilador: Con el uso del tacómetro se obtuvo una velocidad de 1260 rpm, entonces hallamos la frecuencia a la que sucede cada pulso: 𝑓 𝑓𝑢𝑛𝑑 =
1260 = 21 (𝐻𝑧) 60
Para cada una de las corridas realizadas se deberá registrar: la frecuencia, amplitud pico, amplitud pico a pico, RMS, la masa insertada para provocar el efecto de desbalanceo en el rotor. Punto Fijo (Sin aumento de masa) Prueba 1 Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
0.98
2.0916
a)
b)
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Primera masa Prueba 2 Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
13.2350
31.0837
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
22.4510
31.0837
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
29.3775
48.5968
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
19.72
1260
36.5923
56.1665
Segunda masa Prueba 3
Tercera masa Prueba 4
Cuarta masa Prueba 5
4. PROCEDIMIENTO Primeramente hallamos los valores eficaces de los picos máximos para así determinar junto con la norma ISO 1940 si la vibración en el rodete se encuentra en los límites estables o no. Prueba 1 (Sin masas)
Fig. 4.1 Valor pico sin masas 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 0.9758 [ ] 𝑠 𝐺𝑀𝑎𝑥 0.9758 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = = [ ] 𝑠 √2 √2 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = 0.69 [ ] 𝑠
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Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.2 Tabla de severidad de desbalance sin masas El rotor del ventilador sin ninguna masa que genere un desequilibrio se encuentra en un límite bueno, en conclusión este puede operar sin ningún probable.
Prueba 2 (Masa amarilla de 4 gr)
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Fig. 4.3 Valor pico 1 masa 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 13.2350 [ ] 𝑠 𝐺𝑀𝑎𝑥 13.2350 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = = [ ] 𝑠 √2 √2 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = 9.3586 [ ] 𝑠 Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.4 Tabla de
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Prueba 3 (Masa amarilla de 4 gr + Masa naranja de 4 gr)
Fig. 4.5 Valor pico 2 masas 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 22.4510 [ ] 𝑠 𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
22.4510 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 15.875 [
𝑚𝑚 [ ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
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Fig. 4.6 Tabla de severidad de desbalance 2 masas Prueba 4 (Masa amarilla de 4 gr + 2 Masas naranjas de 4 gr)
Fig. 4.7 Valor pico 3 masas
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𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 29.3738 [ ] 𝑠 𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
29.3738 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 20.77 [
𝑚𝑚 [ ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.8 Tabla de severidad de desbalance 3 masas
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Prueba 4 (2 Masas amarillas de 4 y 3 gr + 2 Masas naranjas de 4 gr)
Fig. 4.9 Valor pico 4 masas 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 36.5923 [
𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
𝑚𝑚 ] 𝑠
36.5923 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 25.875 [
[
𝑚𝑚 ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
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Fig. 4.9 Tabla de severidad de desbalance 4 masas
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5. CUESTIONARIO
¿Investigue que es un diagnóstico de defecto y como se debe realizar?
DIAGNOSTICO DE DEFECTO En el ámbito de la industria cuando se selecciona el sistema de mantenimiento a utilizar teniendo en cuenta las características del proceso productivo y las particularidades de las máquinas, se llega a la conclusión en la inmensa mayoría de los casos, que el sistema de mantenimiento que se debe utilizar para las máquinas esenciales y principales es el sistema preventivo con medición de parámetros síntomas, y en este caso se utiliza generalmente como parámetro diagnóstico la medición de la señal vibratoria, por consiguiente para identificar los defectos se necesita una instrumentación de segundo nivel, la cual requiere de un medidor de señal vibratoria, un captador, un amplificador y un filtro para la obtención de los espectros, los cuales por medio de las frecuencias de diagnóstico permiten la identificación del elemento defectuoso y del tipo de fallo. Esto trae como consecuencias que el tiempo de ejecución y análisis de las mediciones en estos casos es considerable, limitando las posibilidades de ampliar la aplicación del diagnóstico a una cantidad significativa de máquinas. Hoy en día la mayoría de las industrias modernas dentro de sus programas de mantenimiento predictivo, utilizan el monitoreo y análisis de las vibraciones con el fin de establecer cuál es el estado de salud mecánica de las máquinas y en particular de sus elementos más críticos como son los rodamientos, descansos y engranajes, y de esta manera prevenir fallas catastróficas. Sin embargo cuando las máquinas giran a baja velocidad, el análisis se complica debido principalmente a que la magnitud de las fuerzas dinámicas que generan las vibraciones decrece con la velocidad de rotación. Por ejemplo, el desbalanceamiento genera una fuerza centrífuga proporcional al cuadrado de la velocidad. Adicionalmente, las máquinas de baja velocidad típicamente son de mayor tamaño y peso, por lo tanto, la señal de vibración medida sobre el alojamiento de los descansos es frecuentemente de muy baja amplitud y con una baja razón señal-ruido.
ANÁLISIS ESPECTRAL, PROMEDIACIÓN Y RESOLUCIÓN EN FRECUENCIA. El análisis frecuencial (o espectral), es la técnica más comúnmente empleada para el diagnóstico de fallas por medio del análisis de vibraciones. Se pueden identificar fallas típicas tales como desbalanceo de rotor, desalineamiento, solturas mecánicas y defectos en rodamientos. La idea fundamental del análisis frecuencial es encontrar la relación existente entre la frecuencia de las componentes discretas presentes en el espectro y la frecuencia de las fuerzas dinámicas que generan las vibraciones.
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Fig. 5.1 Espectro de la aceleración vibratoria (4 promedios y 400 líneas de resolución). Análisis de la Forma de la Onda El análisis de la forma de la onda de la vibración es una de las técnicas del domino tiempo más útiles para detectar defectos en rodamientos. Por ejemplo, el análisis de la forma de onda de la aceleración vibratoria permite identificar los impactos producidos por el paso de los elementos rodantes sobre un defecto localizado, y por medio de su periodicidad y su relación con la frecuencia de falla identificar la localización del defecto (pista interna, externa o canastillo).
Fig. 5.2 Espectro y forma de onda de rodamiento con pista externa defectuosa y velocidad variable.
Describa que es análisis vibracional y los métodos que existen para solucionar este problema mediante un cuadro de tareas preventivas.
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Existen varias técnicas aplicadas para el mantenimiento preventivo entre las cuales tenemos las siguientes: 1. Análisis de vibraciones. El interés de de las Vibraciones Mecánicas llega al Mantenimiento Industrial de la mano del Mantenimiento Preventivo y Predictivo, con el interés de alerta que significa un elemento vibrante en una Maquina, y la necesaria prevención de las fallas que traen las vibraciones a medio plazo.
Registro de vibraciones en un ciclo de trabajo de la pala
Transformada Tiempo-Frecuencia. El interés principal para el mantenimiento deberá ser la identificación de las amplitudes predominantes de las vibraciones detectadas en el elemento o máquina, la determinación de las causas de la vibración, y la corrección del problema que ellas representan. Las consecuencias de las vibraciones mecánicas son el aumento de los esfuerzos y las tensiones, pérdidas de energía, desgaste de materiales, y las más temidas: daños por fatiga de los materiales, además de ruidos molestos en el ambiente laboral, etc.
Parámetros de las vibraciones. Frecuencia: Es el tiempo necesario para completar un ciclo vibratorio. En los estudios de Vibración se usan los M (ciclos por segundo) o HZ (hercios). Desplazamiento: Es la distancia total que describe el elemento vibrante, desde un extremo al otro de su movimiento. Velocidad y Aceleración: Como valor relacional de los anteriores.
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Dirección: Las vibraciones pueden producirse en 3 direcciones lineales y 3 rotacionales
Tipos de vibraciones. Vibración libre: causada por un sistema vibra debido a una excitación instantánea. Vibración forzada: causada por un sistema vibra debida a una excitación constante las causas de las vibraciones mecánicas A continuación detallamos las razones más habituales por las que una máquina o elemento de la misma puede llegar a vibrar. Vibración debida al Desequilibrado (maquinaria rotativa). Vibración debida a la Falta de Alineamiento (maquinaria rotativa) Vibración debida a la Excentricidad (maquinaria rotativa). Vibración debida a la Falla de Rodamientos y cojinetes. Vibración debida a problemas de engranajes y correas de Transmisión (holguras, falta de lubricación, roces, etc.) 2. Análisis de lubricantes. Estos se ejecutan dependiendo de la necesidad, según: Análisis Iniciales: se realizan a productos de aquellos equipos que presenten dudas provenientes de los resultados del Estudio de Lubricación y permiten correcciones en la selección del producto, motivadas a cambios en condiciones de operación Análisis Rutinarios: aplican para equipos considerados como críticos o de gran capacidad, en los cuales se define una frecuencia de muestreo, siendo el objetivo principal de los análisis la determinación del estado del aceite, nivel de desgaste y contaminación entre otros Análisis de Emergencia: se efectúan para detectar cualquier anomalía en el equipo y/o Lubricante, según:
Contaminación con agua Sólidos (filtros y sellos defectuosos). Uso de un producto inadecuado Equipos
Bombas de extracción Envases para muestras Etiquetas de identificación Formatos Este método asegura que tendremos: Máxima reducción de los costos operativos. Máxima vida útil de los componentes con mínimo desgaste. Máximo aprovechamiento del lubricante utilizado. Mínima generación de efluentes. En cada muestra podemos conseguir o estudiar los siguientes factores que afectan a nuestra maquina: Elementos de desgaste: Hierro, Cromo, Molibdeno, Aluminio, Cobre, Estaño,
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Plomo. Conteo de partículas: Determinación de la limpieza, ferrografía. Contaminantes: Silicio, Sodio, Agua, Combustible, Hollín, Oxidación, Nitración, Sulfatos, Nitratos. Aditivos y condiciones del lubricante: Magnesio, Calcio, Zinc, Fósforo, Boro, Azufre, Viscosidad. Gráficos e historial: Para la evaluación de las tendencias a lo largo del tiempo. De este modo, mediante la implementación de técnicas ampliamente investigadas y experimentadas, y con la utilización de equipos de la más avanzada tecnología, se logrará disminuir drásticamente: Tiempo perdido en producción en razón de desperfectos mecánicos. Desgaste de las máquinas y sus componentes. Horas hombre dedicadas al mantenimiento. Consumo general de lubricantes
Señale y describa las normas que regulan el análisis vibracional.
Norma ISO 10816-1995 VIBRACIÓN MECÁNICA. - EVALUACIÓN DE LA VIBRACIÓN EN UNA MÁQUINA MEDIANTE MEDIDAS EN PARTES NO ROTATIVAS. Establece las condiciones y procedimientos generales para la medición y evaluación de la vibración, utilizando mediciones realizadas sobre partes no rotativas de las máquinas. El criterio general de evaluación se basa tanto en la monitorización operacional como en pruebas de validación que han sido establecidas fundamentalmente con objeto de garantizar un funcionamiento fiable de la máquina a largo plazo. Esta norma reemplaza a las ISO 2372 e ISO 3945, que han sido objeto de revisión técnica. Este estándar consta de cinco partes:
Parte 1: Indicaciones generales.
Parte 2: Turbinas de vapor y generadores que superen los 50 MW con velocidades típicas 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 aeronáutica.
Parte 5: Conjuntos de maquinas en plantas de hidrogeneración y bombeo (únicamente disponible en inglés).
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Este nuevo estándar evalúa la severidad de la vibración de maquinaria rotativa a través de mediciones efectuadas en planta en partes no giratorias de las mismas. Engloba y amplia los estándares citados anteriormente. Los criterios de vibración de este estándar se aplican a un conjunto de máquinas con potencia superior a 15 kW y velocidad entre 120 RPM y 15.000 RPM. Los criterios son sólo aplicables para vibraciones producidas por la propia máquina y no para vibraciones que son transmitidas a la máquina desde fuentes externas. El valor eficaz (RMS) de la velocidad de la vibración se utiliza para determinar la condición de la máquina. Este valor se puede determinar con casi todos los instrumentos convencionales para la medición de vibración. Se debe prestar especial atención para asegurar que los sensores estén montados correctamente y que tales montajes no degraden la precisión de la medición. Los puntos de medida típicamente son tres, dos puntos ortogonales en la dirección radial en cada caja de descanso y un punto en la medición axial. Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la máquina funcionando bajo condiciones nominales o específicas (por ejemplo de velocidad, voltaje, flujo, presión y carga). En máquinas con velocidad o carga variable, las velocidades deben realizarse bajo todas las condiciones a las que se espera que la máquina trabaje durante períodos prolongados de tiempo. Los valores máximos medidos, bajo estas condiciones, serán considerados representativos de la vibración. Si la vibración es superior a lo que el criterio permite y se sospecha de excesiva vibración de fondo, las mediciones se deben realizar con la máquina detenida para determinar el grado de influencia de la vibración externa. Si con la máquina detenida excede el 25% de la vibración medida con la máquina operando, son necesarias acciones correctivas para reducir el efecto de la vibración de fondo. En algunos casos el efecto de la vibración de fondo se puede anular por análisis espectral o eliminando las fuentes externas que provocan las vibraciones de fondo. La severidad de la vibración se clasifica conforme a los siguientes parámetros:
Tipo de máquina.
Potencia o altura de eje.
Flexibilidad del soporte.
Clasificación de acuerdo al tipo de máquina, potencia o altura de eje Las significativas diferencias en el diseño, tipos de descanso y estructuras soporte de la máquina, requieren una división en grupos. Las máquinas de estos grupos pueden tener eje horizontal, vertical o inclinado y además pueden estar montados en soportes rígidos o flexibles.
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Grupo 1: Máquinas rotatorias grandes con potencia superior 300 kW. Máquinas eléctricas con altura de eje H >= 315 mm.
Grupo 2: Máquinas rotatorias medianas con potencia entre 15 y 300 kW. Máquinas eléctricas con altura de eje 160 =< H =< 315 mm.
Grupo 3: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor separado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW.
Grupo 4: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor integrado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW.
NOTA: La altura del eje H de una máquina está definida como la distancia medida entre la línea de centro del eje y el plano basal de la máquina misma. La altura del eje H de una máquina sin patas o de una máquina con pies levantados o cualquier máquina vertical, se debe tomar como la altura de eje H de una máquina horizontal en el mismo marco básico. Cuando el soporte es desconocido, la mitad del diámetro de máquina puede ser utilizada.
Clasificación según la flexibilidad del soporte Si la primera frecuencia natural del sistema máquina-soporte en la dirección de la medición es mayor que su frecuencia principal de excitación (en la mayoría de los casos es la frecuencia de rotación) en al menos un 25%, entonces el sistema soporte puede ser considerado rígido en esa dirección. Todos los otros sistemas soportes pueden ser considerados flexibles. En algunos casos el sistema máquina-soporte puede ser considerado rígido en una dirección de medición y flexible en la otra dirección. Por ejemplo, la primera frecuencia natural en la dirección vertical puede estar sobre la frecuencia principal de excitación mientras que la frecuencia natural horizontal puede ser considerablemente menor. Tales sistemas serían rígidos en el plano vertical y flexibles en el plano horizontal. En estos casos, la vibración debe ser evaluada de acuerdo a la clasificación del soporte que corresponda en la dirección de la medición.
Evaluación
Zona A: Valores de vibración de funcionamiento o reacondicionadas.
Zona B: Máquinas restricciones.
Zona C: La condición de la máquina no es adecuada para una operación continua, sino solamente para un período de tiempo limitado. Se
que
pueden
máquinas
funcionar
recién
puestas
indefinidamente
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en
sin
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deberían llevar a cabo medidas correctivas en la siguiente parada programada.
Zona D: Los valores de vibración son peligrosos, la máquina puede sufrir daños.
Tabla 5: Severidad de la vibración según la norma ISO 10816-3.
Indique los diferentes efectos que causan los espectros en un sistema afectado por la vibración
CARACTERISTICAS DE LOS ESPECTROS EN EL BALANCEO
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ESPECTRO DEL DESBALANCE ESTÁTICO
Fig. 5.3 Espectro del desbalance estático Generalmente se produce por desgaste radial superficial no uniforme, erosiones o cuando el rotor posee una masa concentrada a cierta distancia con respecto al centro de rotación lo que produce un vector fuerza de cierta magnitud. El espectro presenta vibración dominante con una frecuencia igual a 1 RPM del rotor. Se recomienda para corregir la falla balancear el rotor en un sólo plano (en el centro de gravedad del rotor) con la masa adecuada. Se recomienda que es necesario tomar en cuenta la relación L/D de los rotores para decidir si el balanceo será estático o dinámico “en un o dos planos”. ESPECTRO DEL DESLIZAMIENTO DINÁMICO
Fig. 5.4 Espectro del desbalance dinámico
El desbalanceo dinámico ocurre en rotores medianos y largos. Es debido principalmente a desgastes radiales y axiales simultáneos en la superficie del rotor. El espectro al igual que el desbalance estático presenta vibración dominante y vaivén simultáneo a frecuencia igual a 1 RPM del rotor. Se recomienda para corregir la falla balancear el rotor en DOS PLANOS con las masas adecuadas y en las posiciones angulares calculadas con un equipo de balanceo dinámico.
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Explique qué tipos de desbalanceo existen y a que se debe su aparición en las maquinas
TIPOS DE DESBALANCEO DESBALANCEO ESTÁTICO El eje principal de inercia está desplazado del eje axial de rotación en forma paralela. Esto hace que el centro de gravedad no coincida con el eje de rotación. Su nombre (estático) se debe a que se determina estáticamente (girando manualmente), ya que el peso desbalanceador o punto pesado apunta en la dirección de la fuerza de gravedad. La vibración que produce el desbalanceo estático, es reconocible por tres causas: • La vibración está caracterizada por una fuerte componente 1*RPM en sentido radial, en cada uno de los cojinetes terminales. • Los componentes 1*RPM crecen fuertemente al incrementarse la velocidad de rotación (al cuadrado de la variación de las RPM y directamente proporcional al crecimiento del grado de desbalanceo). • Los componentes 1*RPM están en fase, en ambos cojinetes. En general, este tipo de desbalanceo es fácilmente reconocible y corregible, colocando pesos en el lado opuesto al cargado o sacando peso a este lado, ya que se busca restituir la coincidencia de ambos ejes.
Fig. 5.5 Representación del desbalanceo estático de un rotor producido por una masa “m” sin compensar Un caso particular de balanceo estático en que se elimina peso son las grandes hélices de empuje de los buques, las que se balancean estáticamente, debido a que la velocidad de funcionamiento es baja, no alcanzando la primera velocidad crítica, y por su condición de rotor delgado (gran diámetro con respecto al largo).
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DESBALANCEO PAR O DE MOMENTO En este tipo de desbalanceo se produce cuando la línea de los centros de masa es oblicua respecto al eje de simetría axial, intersectándolo en el punto central y permaneciendo en un plano de simetría axial del rotor. Los desbalances son simétricos y opuestos 180º, además los momentos respecto al centro de gravedad son iguales y contrarios. Este tipo de desbalanceo es casi teórico y puede darse en rotores diseñados para vibrar, por cuanto sus puntos pesados están dispuestos en sentidos opuestos, en planos extremos del rotor. No es fácil de reconocer por simple giro manual como el desbalanceo estático, ya que puede llevar a la falsa presunción, de que el rotor está perfectamente balanceado, pues estáticamente no muestra puntos pesados.
La vibración que produce este desbalanceo es reconocible por: • La vibración presenta una fuerte componente 1*RPM en el sentido radial, pero además aparece en sentido axial en cada cojinete extremo. • Los componentes 1*RPM, tanto radiales como axiales crecen fuertemente con el cuadrado de las RPM y directamente con la variación de la magnitud del desequilibrio. • Los componentes 1*RPM, están desfasados en 180º en ambos cojinetes extremos. Este tipo de desbalance una vez reconocido es fácilmente resuelto adicionando o eliminando pesos diametralmente, cada uno en el plano contrario.
Fig. 5.6 Representación del desbalanceo par o de momento DESBALANCEO CUASI-ESTÁTICO O CUASI-DINÁMICO Es una situación particular del desbalanceo estático. Es una combinación de balanceo estático y par, encontrándose ambos desbalances en el plano
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longitudinal. En este desbalance el eje principal de inercia intersecta al eje de rotación en un punto que no coincide con el centro de gravedad. Esta es una situación muy común en rotores en voladizo. Muchas técnicas de balanceo de rotores en voladizo apuntan a corregir solamente el balanceo en un plano, dando en muchas ocasiones buenos resultados, pero los óptimos se obtendrán balanceando en dos planos pero separando las componentes estáticas de las par. Por ejemplo si se tiene un rotor en voladizo (ventiladores, hélices, etc.) que ha sido balanceado en un banco y montado sobre su eje, el desbalanceo residual, especialmente la componente estática, creara una situación de desbalanceo cuasi estático o par falso. Este par falso se sumara a la componente de par residual, haciendo que el balanceo dinámico de un rotor en voladizo se haga muy complicado.
Fig. 5.7 Rotor en voladizo, indicando el par falso que se produce luego de balancearlo en un banco de balanceo DESBALANCEO DINÁMICO En este caso existe un eje principal de inercia que no corta al eje de rotación. Esta es la forma más general de desbalanceo, y consiste en una combinación de desbalanceo estático y par en cualquier posición angular. La vibración que origina este desbalanceo no es tan característica como la de los casos anteriores: • Fuertes componentes armónicos.
1*RPM
radiales
y
axiales,
pero
aparecen
otros
• Alza fuerte de la vibración general con un aumento de la velocidad de giro. • Los componentes 1*RPM no están en fase, pero tampoco desfasadas en un ángulo preciso. Sin embargo el desfase permanece al variar la velocidad.
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En el caso de rotores anchos (largos) con respecto a su diámetro, lo más común es balancearlos dinámicamente.
Fig. 5.8 Distribución de la masa desbalanceada en un rotor que necesita ser balanceado dinámicamente
Elabore un diagnostico de defecto para los casos vistos en laboratorio.
6. BIBLIOGRAFIA www.sinais.es/Recursos/Curso-vibraciones/normativa/iso10816.html, revisado 30/08/18 www.monografias.com/trabajos17/mantenimiento-predictivo/mantenimientopredictivo.shtml#VIBRA, revisado 30/08/18 GUIA DE LABORATORIO, M.Sc.Ing. Ramiro Arroyo M.
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1. INTRODUCCION Según el Manual de vibraciones de Power-MI, el desbalance se produce cuando el centro geométrico del eje y el centro de masas no coinciden. La fuerza centrífuga excitadora que se genera es proporcional al cuadrado de la velocidad de giro del eje. Por lo tanto, a mayor velocidad de giro, mejor deberá ser el balanceo del rotor.
1.1.
ANTECEDENTES
Cuando se habla de balancear en un plano, se hace referencia a la acción de efectuar las correcciones solo en una “cara” del rotor. Se debe considerar la Norma ISO 1940 como guía para la selección del modelo. Para llevar a cabo el balanceo en un plano se pueden emplear diferentes técnicas, de acuerdo con la instrumentación disponible en la planta. 1.2. OBJETIVOS El estudiante deberá identificar los espectros que se manifiestan para el desbalanceo en un plano. Analizar e interpretar los datos que proporciona el vibrometro Proveer las herramientas y conocimientos necesarios para identificar problemas asociados a desbalanceo Identificar penamente un estado de desbalanceo en una maquina (diferenciando de otros defectos) 1.3. 1.3.1.
FUNDAMENTO TEORICO Desequilibrio estático y dinámico
El desequilibrio estático es aquel que podemos encontrar colocando el rotor en unas paralelas y dejándolo que gire por si mismo hasta que se para. La parte más pesada del conjunto del rotor quedará en la parte baja y la menos pesada en la parte alta del rotor.
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Fig. 1.1 La arte más pesada cae hacia abajo Si un rotor solo tiene desequilibrio estático, es decir que el desequilibrio está distribuido en toda su longitud y en un mismo ángulo, el comportamiento en el momento de girar será como se representa en la figura siguiente; el eje de giro y el de inercia se separan, en paralelo, una distancia que depende de la fuerza generada por el desequilibrio. Para compensar el desequilibrio estático podemos colocar una masa en cada lado y en sentido contrario al desequilibrio o bien una masa en el centro del rotor de un valor igual a la suma del desequilibrio estático.
Fig. 1.2 Compensación de masa Generalmente, basándonos en la norma VDI 2060, el equilibrado estático o en un plano se realiza en rotores estrechos con separación entre cojinetes muy grande donde el par de fuerzas no tiene demasiada importancia y dependiendo siempre de la perpendicularidad respecto al eje y del tipo de emplazamiento. En las equilibradoras computarizadas de Elettrorava podemos ver al unísono el desequilibrio estático y el par de fuerzas; para estar seguros si el equilibrado en un solo plano es suficiente debemos conocer la fuerza que soportan los asientos de los rodamientos o cojinetes y comprobar que dividiendo la cantidad indicada del par de fuerzas entre la distancia entre soportes de cojinetes, el resultado no supera dicha fuerza. La práctica demuestra que si un rotor tiene una anchura inferior a una tercera parte de su diámetro y esta anchura no supera los 100 mm, el equilibrado estático o en un solo plano es suficiente, no obstante debemos recordar que un equilibrado en dos planos o dinámico es más costoso pero es definitivo. También se utiliza el equilibrado estático en piezas sin solidificar como pueden ser las muelas abrasivas antes de pasar por el horno
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. Fig. 1.3 Muelas abrasivas Debemos tener presente que un rotor que está equilibrado estáticamente puede tener un desequilibrio dinámico muy grande y por tanto provocar vibraciones, es por ello que los equipos de medición de calidad deben presentar al equilibrador, además del desequilibrio estático, el desequilibrio de cada lado o dinámico para que el pueda determinar el tipo de equilibrado que conviene. El desequilibrio dinámico es aquel que aparece cuando el rotor está en rotación, es decir que no podríamos detectarlo en unas paralelas como el estático y para ello es imprescindible colocar el rotor en una máquina equilibradora o bien realizar la medición funcionando "in situ". Fijémonos en la figura 1.4, donde podremos ver un rotor de dos discos donde cada disco tiene un desequilibrio del mismo tamaño pero desfasados 180° entre sí.
Fig. 1.4 rotor de dos discos desfasados 180° Los pesos P1 y P2 ejercen cada uno de ellos una fuerza en el mismo sentido pero una a cada lado del eje de rotación (flechas negras) de forma que el rotor se mantiene equilibrado estáticamente; pero cuando este rotor gire a su velocidad de funcionamiento se presentaran unas fuerzas F1 y F2 provocadas por los pesos P1 y P2 dando lugar a un par de fuerzas, desequilibrio dinámico, que causará el desplazamiento del
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eje de giro y el eje de inercia y provocara vibraciones cuya intensidad dependerá del tamaño de P1 y P2 y de la velocidad de giro del rotor. El comportamiento de las fuerzas centrífugas del rotor, cuando el desequilibrio es dinámico es como se ve en la figura 6.
Fig. 1.5 Eje desequilibrado Como el rotor estará alojado en soportes de rodamientos, transmitirá la vibración, a través de éstos, al conjunto máquina que lo soporta; podemos deducir, de todo lo tratado en este capítulo, que un equilibrado estático no siempre es suficiente para un rotor y que el mayor número de ocasiones debemos equilibrar dinámicamente, es decir en dos planos, que además incluye el estático; además, en el equilibrado existen otros problemas como la elasticidad, flexión, resonancia, etc, que trataremos más adelante en ejemplos de rotores concretos donde intervienen otros factores causantes de vibraciones en las máquinas. 1.3.2.
Grado de Calidad de Balanceo Acorde a la Norma ISO 1940
En el curso de muchos años, la experiencia operativa llevó a la creación de diez grados de equilibrar la calidad de los componentes rotatorios. La información del documento contiene, en forma de una tabla, para la elección de los grados de calidad para todos los rotores normal de las máquinas y las instalaciones. A modo de ejemplo, el grado de calidad G 40 se propone para las ruedas de los automóviles. El grado G 16 se ha escogido para cada componente de los motores de vehículos, 6,3 G para los ventiladores y para las armaduras de motores eléctricos, y 2,5 G de turboblowers. Para explicar la designación grados de calidad se debe mencionar que para rotores de discos planos, el valor numérico proporciona una inmediata y lo permisible "velocidad circular del centro de gravedad" 𝒆 ∗ 𝒘, En el caso de un rotor con forma de disco de la calidad del grado G 6.3, p ej., este valor, es decir, el producto del desbalance "se refiere a la masa del rotor" 𝒆 (o desequilibrio específico), y la velocidad angular 𝒘, debería no exceder del valor 6,3 mm / s.
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En el caso de cuerpos cilíndricos que normalmente deben ser corregidas en dos planos, la designación de grado de calidad también puede ser aplicada. En este caso, es el desplazamiento del centro de gravedad en el peor de los casos, es decir, cuando el desequilibrio en los dos planos se encuentra en la misma dirección. Una exacta medición absoluta para la calidad de la corrección de la masa del rotor es el desbalance residual presente en él. El dibujo de un componente no se obtiene la velocidad circular 𝒆 ∗ 𝒘 pero el desequilibrio residual isible 𝑼𝑷𝑬𝑹 = 𝒆 ∗ 𝒘 en gmm. Aquí 𝒎 es la masa del rotor; el desequilibrio específico se obtiene de la figura de la norma ISO 1940 del documento, que se da a continuación como la figura 1.6 De este esquema se obtiene el valor de e para la calidad o los grados G en relación con la velocidad de operación 𝒏.
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Fig. 1.6 Grados de Calidad de Balanceo de Rotores Rígidos (Documentos ISO 1940)
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1.3.3. Medición y Evaluación de Vibraciones 1.3.3.1. Detalles de la medición En directiva VDI 2056 del supuesto básico de que se haga que la máquina que se investigue está en un estado completamente ensamblado. Durante la medición, o bien se puede configurar como en el funcionamiento normal o se puede montar en soportes especiales de primavera, o incluso puede ser colgado de esos montes. Las máquinas más grandes tales como generadores y turbinas son casi siempre se establece en la forma de funcionamiento. Sin embargo, si se requiere para medir las vibraciones mecánicas de los elementos más pequeños, tales como motores eléctricos, calefacción ventiladores etc, que se producen en la producción en serie y tienen que ser comprobados en el contexto de una prueba de la producción final, entonces se recomienda que deberían ser suspendidos de muelles helicoidales blandos o montados sobre monturas de hule. La frecuencia natural de la suspensión o del montaje debe ser inferior a 1 / 4 de la velocidad mínima de funcionamiento del elemento bajo prueba. En cuanto a la medición de localidades se refiere, la Directriz recomienda que en general los puntos de apoyo de la máquina deban ser elegidos. Las mediciones deben llevarse a cabo en el horizontal, el vertical y la dirección axial. En fin, sin embargo, para reducir el costo a un valor razonable, un menor número de puntos de medición se podrán establecer, sobre todo en el caso de las investigaciones de serie (Fig. 1.7). De los resultados obtenidos en los distintos puntos, sólo el mayor valor debe utilizarse para la evaluación adicional. Esto se designa como la intensidad de vibración".
Fig. 1.7 Al determinar la intensidad de vibración de las máquinas eléctricas, las mediciones deberán efectuarse preferentemente en las posiciones 1 a 4. La unidad de prueba debe, por ejemplo, ser colgado en un resorte helicoidal para dar una frecuencia natural baja.
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1.3.3.2. Evaluaciones estándares Mirado por sí sola, la intensidad de vibración no hace que la evaluación sea posible. Sólo por el uso de los valores obtenidos con la experiencia anterior no la evaluación real de la vibración se hacen posibles. VDl Orientación 2056 ha definido niveles de tolerancia de un total de cuatro grupos de máquinas. Al comparar la intensidad de vibración medida con los valores de tolerancia, en la Orientación VDl, uno puede fácilmente determina si el comportamiento vibratorio de la máquina objeto de la investigación puede ser descrita como "buena", "aceptable", "apenas aceptable" o "no aceptable" (Fig. 1.8). En conclusión, debe hacerse referencia a la norma DIN 45665, que establece los valores límite y las especiales normas de evaluación de los motores eléctricos y generadores.
Fig. 1.8 Limites de vibraciones en la evaluación de máquinas (Según la Tabla 2 de la Pauta VDI 2056) 1.3.4. Control del proceso de equilibrio Como todos los procesos de fabricación mecánica, la elección de la calidad de balanceo debe hacerse de tal forma que, por una parte, el rotor está equilibrado con una precisión suficiente, por otro lado sim embargo, no a un costo excesivo, es decir, una precisión necesaria de equilibrado. El balanceo no solo consiste en la compensación de un desequilibrio, también hay que tomar en consideración que cada vez que se realice un servicio de balanceo se acorta la vida útil del rotor a la modificación de la estructura física del rotor.
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Fig. 1.9 Espectro de un caso de desbalanceo
𝑓=
1 1 = = 9.86𝐻𝑧 𝑇 10.14𝑠
Esta frecuencia sincrónica a 1X y el patrón sinusoidal de la señal de onda en las mediciones radiales, junto con una amplitud muy baja de vibración en la componente a 1X en la dirección axial; son el comportamiento típico producidos por un desbalance en el rotor de una maquina rotativa.
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2. METODOLOGIA 2.1 Material Analizador de vibraciones NK-100 TEKNIKAO Indicación digital de 3 ½ dígitos en display de cristal líquido. Indicación en bargraph de 21 puntos. Fondo de escala para medida de amplitud: Aceleración: 𝟐𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎 𝒎 / 𝒔𝟐 Velocidad: 𝟐𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎 𝒎𝒎 / 𝒔. Desplazamiento: 𝟐𝟎𝟎𝟎 𝒐 𝟐𝟎𝟎 • 𝒎. Rango de frecuencia de 100 a 200.000 M en 3 pistas. Medida RMS real, 0 a Pico y norma ISO 2372. Peso 4,5 Kg (estuche completo) Acelerómetro con amplificador interno. Luz estroboscópica. Tabla Nº 2.1 Ventilador Modelo 30CM-SQ Modelo 30CM-SQN Tamaño: 300mm Voltaje de entrada: 220V-240V Frecuencia: 50W Tabla Nº 2.2
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Tacómetro Especificaciones Láser: Clasificación: Clase 3R (según IEC 60825-1 Ed 1.2 2001-8) Salida Máxima Láser: 3mW Duración de Pulso: Continua Longitud de onda Láser: 650 nm Divergencia de rayo: < 1.5 mrad Diámetro de rayo: típicamente 4 x 7 . mm a 2 metros Vida de diodo de Láser: 8,000 horas Operacionales . MTBF Rango:
Puntos de o: 0.5 a 20,000 RPM . Rueda: 10 cm / 12 pulgadas: 0.5 a 12,000 . RPM Resolución: Fija: 1 (10 por encima de 99,999 Autoranging (ajuste automático de rango): 0.001 a 1.0 (10 por encima de 99,999) Exactitud: Revoluciones: ±0.05% de la lectura (RPM) o límite de resolución (sin deslizar) Linear: ±0.5% de la lectura o límite de resolución (sin deslizar) Entada externa: Máximo absoluto: Mínimo:
-0.3 V a 5 V (CC) bajo a menos de 1.2 V y alto por encima de 2 V (compatible con TTL) Borde: Cambia en borde positivo Potencia Salida: 3.0 V nominal, aprox. 2.8 V @ 20 mA max Salida Pulso: 0 V a 3.3 V (CC) pulso, Misma forma que la señal de entrada externa o alta cuanda la óptica interna ve una réfleccion Dimensiones: 6.92” (17.58 cm) de alto x 2.4” (6.10 cm) de ancho x 1.6” (4.06 cm) de profundo Peso: Aprox. 7 onzas. (210 g)
Tabla Nº 2.3
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Procedimiento Primeramente se medirá la velocidad sin carga del ventilador con el uso del tacómetro Se tomaran datos de vibración sin cargar en los alabes del ventilador Se pondrán cargas poco a poco en cada alabe del ventilador, causando asi un desbalance en rotor. Se tomaran datos por cada masa puesta.
2.3.
Montaje Analizador de vibraciones
MASA DE PLASTILINA
VENTILADOR Fig. 2.1 Montaje del experimento 2.4.
Registro de datos
3. REGISTRO DE DATOS Velocidad del ventilador: Con el uso del tacómetro se obtuvo una velocidad de 1260 rpm, entonces hallamos la frecuencia a la que sucede cada pulso: 𝑓 𝑓𝑢𝑛𝑑 =
1260 = 21 (𝐻𝑧) 60
Para cada una de las corridas realizadas se deberá registrar: la frecuencia, amplitud pico, amplitud pico a pico, RMS, la masa insertada para provocar el efecto de desbalanceo en el rotor. Punto Fijo (Sin aumento de masa) Prueba 1 Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
0.98
2.0916
a)
b)
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Primera masa Prueba 2 Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
13.2350
31.0837
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
22.4510
31.0837
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
22.54
1260
29.3775
48.5968
Frecuencia [Hz]
Velocidad [rpm]
Pico MAX en frecuencia [mm/seg]
Amplitud en el tiempo [mm/seg]
19.72
1260
36.5923
56.1665
Segunda masa Prueba 3
Tercera masa Prueba 4
Cuarta masa Prueba 5
4. PROCEDIMIENTO Primeramente hallamos los valores eficaces de los picos máximos para así determinar junto con la norma ISO 1940 si la vibración en el rodete se encuentra en los límites estables o no. Prueba 1 (Sin masas)
Fig. 4.1 Valor pico sin masas 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 0.9758 [ ] 𝑠 𝐺𝑀𝑎𝑥 0.9758 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = = [ ] 𝑠 √2 √2 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = 0.69 [ ] 𝑠
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Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.2 Tabla de severidad de desbalance sin masas El rotor del ventilador sin ninguna masa que genere un desequilibrio se encuentra en un límite bueno, en conclusión este puede operar sin ningún probable.
Prueba 2 (Masa amarilla de 4 gr)
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Fig. 4.3 Valor pico 1 masa 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 13.2350 [ ] 𝑠 𝐺𝑀𝑎𝑥 13.2350 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = = [ ] 𝑠 √2 √2 𝑚𝑚 𝐺𝑅𝑀𝑆 = 9.3586 [ ] 𝑠 Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.4 Tabla de
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Prueba 3 (Masa amarilla de 4 gr + Masa naranja de 4 gr)
Fig. 4.5 Valor pico 2 masas 𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 22.4510 [ ] 𝑠 𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
22.4510 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 15.875 [
𝑚𝑚 [ ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
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Fig. 4.6 Tabla de severidad de desbalance 2 masas Prueba 4 (Masa amarilla de 4 gr + 2 Masas naranjas de 4 gr)
Fig. 4.7 Valor pico 3 masas
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𝑚𝑚 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 29.3738 [ ] 𝑠 𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
29.3738 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 20.77 [
𝑚𝑚 [ ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
Fig. 4.8 Tabla de severidad de desbalance 3 masas
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Prueba 4 (2 Masas amarillas de 4 y 3 gr + 2 Masas naranjas de 4 gr)
Fig. 4.9 Valor pico 4 masas 𝐺𝑀𝑎𝑥 = 36.5923 [
𝐺𝑅𝑀𝑆 =
𝐺𝑀𝑎𝑥 √2
=
𝑚𝑚 ] 𝑠
36.5923 √2
𝐺𝑅𝑀𝑆 = 25.875 [
[
𝑚𝑚 ] 𝑠
𝑚𝑚 ] 𝑠
Haciendo uso de la norma ISO 1904 y de la velocidad de 1260 rpm, determinamos:
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Fig. 4.9 Tabla de severidad de desbalance 4 masas
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5. CUESTIONARIO
¿Investigue que es un diagnóstico de defecto y como se debe realizar?
DIAGNOSTICO DE DEFECTO En el ámbito de la industria cuando se selecciona el sistema de mantenimiento a utilizar teniendo en cuenta las características del proceso productivo y las particularidades de las máquinas, se llega a la conclusión en la inmensa mayoría de los casos, que el sistema de mantenimiento que se debe utilizar para las máquinas esenciales y principales es el sistema preventivo con medición de parámetros síntomas, y en este caso se utiliza generalmente como parámetro diagnóstico la medición de la señal vibratoria, por consiguiente para identificar los defectos se necesita una instrumentación de segundo nivel, la cual requiere de un medidor de señal vibratoria, un captador, un amplificador y un filtro para la obtención de los espectros, los cuales por medio de las frecuencias de diagnóstico permiten la identificación del elemento defectuoso y del tipo de fallo. Esto trae como consecuencias que el tiempo de ejecución y análisis de las mediciones en estos casos es considerable, limitando las posibilidades de ampliar la aplicación del diagnóstico a una cantidad significativa de máquinas. Hoy en día la mayoría de las industrias modernas dentro de sus programas de mantenimiento predictivo, utilizan el monitoreo y análisis de las vibraciones con el fin de establecer cuál es el estado de salud mecánica de las máquinas y en particular de sus elementos más críticos como son los rodamientos, descansos y engranajes, y de esta manera prevenir fallas catastróficas. Sin embargo cuando las máquinas giran a baja velocidad, el análisis se complica debido principalmente a que la magnitud de las fuerzas dinámicas que generan las vibraciones decrece con la velocidad de rotación. Por ejemplo, el desbalanceamiento genera una fuerza centrífuga proporcional al cuadrado de la velocidad. Adicionalmente, las máquinas de baja velocidad típicamente son de mayor tamaño y peso, por lo tanto, la señal de vibración medida sobre el alojamiento de los descansos es frecuentemente de muy baja amplitud y con una baja razón señal-ruido.
ANÁLISIS ESPECTRAL, PROMEDIACIÓN Y RESOLUCIÓN EN FRECUENCIA. El análisis frecuencial (o espectral), es la técnica más comúnmente empleada para el diagnóstico de fallas por medio del análisis de vibraciones. Se pueden identificar fallas típicas tales como desbalanceo de rotor, desalineamiento, solturas mecánicas y defectos en rodamientos. La idea fundamental del análisis frecuencial es encontrar la relación existente entre la frecuencia de las componentes discretas presentes en el espectro y la frecuencia de las fuerzas dinámicas que generan las vibraciones.
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Fig. 5.1 Espectro de la aceleración vibratoria (4 promedios y 400 líneas de resolución). Análisis de la Forma de la Onda El análisis de la forma de la onda de la vibración es una de las técnicas del domino tiempo más útiles para detectar defectos en rodamientos. Por ejemplo, el análisis de la forma de onda de la aceleración vibratoria permite identificar los impactos producidos por el paso de los elementos rodantes sobre un defecto localizado, y por medio de su periodicidad y su relación con la frecuencia de falla identificar la localización del defecto (pista interna, externa o canastillo).
Fig. 5.2 Espectro y forma de onda de rodamiento con pista externa defectuosa y velocidad variable.
Describa que es análisis vibracional y los métodos que existen para solucionar este problema mediante un cuadro de tareas preventivas.
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Existen varias técnicas aplicadas para el mantenimiento preventivo entre las cuales tenemos las siguientes: 1. Análisis de vibraciones. El interés de de las Vibraciones Mecánicas llega al Mantenimiento Industrial de la mano del Mantenimiento Preventivo y Predictivo, con el interés de alerta que significa un elemento vibrante en una Maquina, y la necesaria prevención de las fallas que traen las vibraciones a medio plazo.
Registro de vibraciones en un ciclo de trabajo de la pala
Transformada Tiempo-Frecuencia. El interés principal para el mantenimiento deberá ser la identificación de las amplitudes predominantes de las vibraciones detectadas en el elemento o máquina, la determinación de las causas de la vibración, y la corrección del problema que ellas representan. Las consecuencias de las vibraciones mecánicas son el aumento de los esfuerzos y las tensiones, pérdidas de energía, desgaste de materiales, y las más temidas: daños por fatiga de los materiales, además de ruidos molestos en el ambiente laboral, etc.
Parámetros de las vibraciones. Frecuencia: Es el tiempo necesario para completar un ciclo vibratorio. En los estudios de Vibración se usan los M (ciclos por segundo) o HZ (hercios). Desplazamiento: Es la distancia total que describe el elemento vibrante, desde un extremo al otro de su movimiento. Velocidad y Aceleración: Como valor relacional de los anteriores.
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Dirección: Las vibraciones pueden producirse en 3 direcciones lineales y 3 rotacionales
Tipos de vibraciones. Vibración libre: causada por un sistema vibra debido a una excitación instantánea. Vibración forzada: causada por un sistema vibra debida a una excitación constante las causas de las vibraciones mecánicas A continuación detallamos las razones más habituales por las que una máquina o elemento de la misma puede llegar a vibrar. Vibración debida al Desequilibrado (maquinaria rotativa). Vibración debida a la Falta de Alineamiento (maquinaria rotativa) Vibración debida a la Excentricidad (maquinaria rotativa). Vibración debida a la Falla de Rodamientos y cojinetes. Vibración debida a problemas de engranajes y correas de Transmisión (holguras, falta de lubricación, roces, etc.) 2. Análisis de lubricantes. Estos se ejecutan dependiendo de la necesidad, según: Análisis Iniciales: se realizan a productos de aquellos equipos que presenten dudas provenientes de los resultados del Estudio de Lubricación y permiten correcciones en la selección del producto, motivadas a cambios en condiciones de operación Análisis Rutinarios: aplican para equipos considerados como críticos o de gran capacidad, en los cuales se define una frecuencia de muestreo, siendo el objetivo principal de los análisis la determinación del estado del aceite, nivel de desgaste y contaminación entre otros Análisis de Emergencia: se efectúan para detectar cualquier anomalía en el equipo y/o Lubricante, según:
Contaminación con agua Sólidos (filtros y sellos defectuosos). Uso de un producto inadecuado Equipos
Bombas de extracción Envases para muestras Etiquetas de identificación Formatos Este método asegura que tendremos: Máxima reducción de los costos operativos. Máxima vida útil de los componentes con mínimo desgaste. Máximo aprovechamiento del lubricante utilizado. Mínima generación de efluentes. En cada muestra podemos conseguir o estudiar los siguientes factores que afectan a nuestra maquina: Elementos de desgaste: Hierro, Cromo, Molibdeno, Aluminio, Cobre, Estaño,
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Plomo. Conteo de partículas: Determinación de la limpieza, ferrografía. Contaminantes: Silicio, Sodio, Agua, Combustible, Hollín, Oxidación, Nitración, Sulfatos, Nitratos. Aditivos y condiciones del lubricante: Magnesio, Calcio, Zinc, Fósforo, Boro, Azufre, Viscosidad. Gráficos e historial: Para la evaluación de las tendencias a lo largo del tiempo. De este modo, mediante la implementación de técnicas ampliamente investigadas y experimentadas, y con la utilización de equipos de la más avanzada tecnología, se logrará disminuir drásticamente: Tiempo perdido en producción en razón de desperfectos mecánicos. Desgaste de las máquinas y sus componentes. Horas hombre dedicadas al mantenimiento. Consumo general de lubricantes
Señale y describa las normas que regulan el análisis vibracional.
Norma ISO 10816-1995 VIBRACIÓN MECÁNICA. - EVALUACIÓN DE LA VIBRACIÓN EN UNA MÁQUINA MEDIANTE MEDIDAS EN PARTES NO ROTATIVAS. Establece las condiciones y procedimientos generales para la medición y evaluación de la vibración, utilizando mediciones realizadas sobre partes no rotativas de las máquinas. El criterio general de evaluación se basa tanto en la monitorización operacional como en pruebas de validación que han sido establecidas fundamentalmente con objeto de garantizar un funcionamiento fiable de la máquina a largo plazo. Esta norma reemplaza a las ISO 2372 e ISO 3945, que han sido objeto de revisión técnica. Este estándar consta de cinco partes:
Parte 1: Indicaciones generales.
Parte 2: Turbinas de vapor y generadores que superen los 50 MW con velocidades típicas 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 aeronáutica.
Parte 5: Conjuntos de maquinas en plantas de hidrogeneración y bombeo (únicamente disponible en inglés).
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Este nuevo estándar evalúa la severidad de la vibración de maquinaria rotativa a través de mediciones efectuadas en planta en partes no giratorias de las mismas. Engloba y amplia los estándares citados anteriormente. Los criterios de vibración de este estándar se aplican a un conjunto de máquinas con potencia superior a 15 kW y velocidad entre 120 RPM y 15.000 RPM. Los criterios son sólo aplicables para vibraciones producidas por la propia máquina y no para vibraciones que son transmitidas a la máquina desde fuentes externas. El valor eficaz (RMS) de la velocidad de la vibración se utiliza para determinar la condición de la máquina. Este valor se puede determinar con casi todos los instrumentos convencionales para la medición de vibración. Se debe prestar especial atención para asegurar que los sensores estén montados correctamente y que tales montajes no degraden la precisión de la medición. Los puntos de medida típicamente son tres, dos puntos ortogonales en la dirección radial en cada caja de descanso y un punto en la medición axial. Las mediciones deben realizarse cuando el rotor y los descansos principales han alcanzado sus temperaturas estacionarias de trabajo y con la máquina funcionando bajo condiciones nominales o específicas (por ejemplo de velocidad, voltaje, flujo, presión y carga). En máquinas con velocidad o carga variable, las velocidades deben realizarse bajo todas las condiciones a las que se espera que la máquina trabaje durante períodos prolongados de tiempo. Los valores máximos medidos, bajo estas condiciones, serán considerados representativos de la vibración. Si la vibración es superior a lo que el criterio permite y se sospecha de excesiva vibración de fondo, las mediciones se deben realizar con la máquina detenida para determinar el grado de influencia de la vibración externa. Si con la máquina detenida excede el 25% de la vibración medida con la máquina operando, son necesarias acciones correctivas para reducir el efecto de la vibración de fondo. En algunos casos el efecto de la vibración de fondo se puede anular por análisis espectral o eliminando las fuentes externas que provocan las vibraciones de fondo. La severidad de la vibración se clasifica conforme a los siguientes parámetros:
Tipo de máquina.
Potencia o altura de eje.
Flexibilidad del soporte.
Clasificación de acuerdo al tipo de máquina, potencia o altura de eje Las significativas diferencias en el diseño, tipos de descanso y estructuras soporte de la máquina, requieren una división en grupos. Las máquinas de estos grupos pueden tener eje horizontal, vertical o inclinado y además pueden estar montados en soportes rígidos o flexibles.
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Grupo 1: Máquinas rotatorias grandes con potencia superior 300 kW. Máquinas eléctricas con altura de eje H >= 315 mm.
Grupo 2: Máquinas rotatorias medianas con potencia entre 15 y 300 kW. Máquinas eléctricas con altura de eje 160 =< H =< 315 mm.
Grupo 3: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor separado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW.
Grupo 4: Bombas con impulsor de múltiples álabes y con motor integrado (flujo centrífugo, axial o mixto) con potencia superior a 15 kW.
NOTA: La altura del eje H de una máquina está definida como la distancia medida entre la línea de centro del eje y el plano basal de la máquina misma. La altura del eje H de una máquina sin patas o de una máquina con pies levantados o cualquier máquina vertical, se debe tomar como la altura de eje H de una máquina horizontal en el mismo marco básico. Cuando el soporte es desconocido, la mitad del diámetro de máquina puede ser utilizada.
Clasificación según la flexibilidad del soporte Si la primera frecuencia natural del sistema máquina-soporte en la dirección de la medición es mayor que su frecuencia principal de excitación (en la mayoría de los casos es la frecuencia de rotación) en al menos un 25%, entonces el sistema soporte puede ser considerado rígido en esa dirección. Todos los otros sistemas soportes pueden ser considerados flexibles. En algunos casos el sistema máquina-soporte puede ser considerado rígido en una dirección de medición y flexible en la otra dirección. Por ejemplo, la primera frecuencia natural en la dirección vertical puede estar sobre la frecuencia principal de excitación mientras que la frecuencia natural horizontal puede ser considerablemente menor. Tales sistemas serían rígidos en el plano vertical y flexibles en el plano horizontal. En estos casos, la vibración debe ser evaluada de acuerdo a la clasificación del soporte que corresponda en la dirección de la medición.
Evaluación
Zona A: Valores de vibración de funcionamiento o reacondicionadas.
Zona B: Máquinas restricciones.
Zona C: La condición de la máquina no es adecuada para una operación continua, sino solamente para un período de tiempo limitado. Se
que
pueden
máquinas
funcionar
recién
puestas
indefinidamente
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en
sin
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deberían llevar a cabo medidas correctivas en la siguiente parada programada.
Zona D: Los valores de vibración son peligrosos, la máquina puede sufrir daños.
Tabla 5: Severidad de la vibración según la norma ISO 10816-3.
Indique los diferentes efectos que causan los espectros en un sistema afectado por la vibración
CARACTERISTICAS DE LOS ESPECTROS EN EL BALANCEO
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ESPECTRO DEL DESBALANCE ESTÁTICO
Fig. 5.3 Espectro del desbalance estático Generalmente se produce por desgaste radial superficial no uniforme, erosiones o cuando el rotor posee una masa concentrada a cierta distancia con respecto al centro de rotación lo que produce un vector fuerza de cierta magnitud. El espectro presenta vibración dominante con una frecuencia igual a 1 RPM del rotor. Se recomienda para corregir la falla balancear el rotor en un sólo plano (en el centro de gravedad del rotor) con la masa adecuada. Se recomienda que es necesario tomar en cuenta la relación L/D de los rotores para decidir si el balanceo será estático o dinámico “en un o dos planos”. ESPECTRO DEL DESLIZAMIENTO DINÁMICO
Fig. 5.4 Espectro del desbalance dinámico
El desbalanceo dinámico ocurre en rotores medianos y largos. Es debido principalmente a desgastes radiales y axiales simultáneos en la superficie del rotor. El espectro al igual que el desbalance estático presenta vibración dominante y vaivén simultáneo a frecuencia igual a 1 RPM del rotor. Se recomienda para corregir la falla balancear el rotor en DOS PLANOS con las masas adecuadas y en las posiciones angulares calculadas con un equipo de balanceo dinámico.
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Explique qué tipos de desbalanceo existen y a que se debe su aparición en las maquinas
TIPOS DE DESBALANCEO DESBALANCEO ESTÁTICO El eje principal de inercia está desplazado del eje axial de rotación en forma paralela. Esto hace que el centro de gravedad no coincida con el eje de rotación. Su nombre (estático) se debe a que se determina estáticamente (girando manualmente), ya que el peso desbalanceador o punto pesado apunta en la dirección de la fuerza de gravedad. La vibración que produce el desbalanceo estático, es reconocible por tres causas: • La vibración está caracterizada por una fuerte componente 1*RPM en sentido radial, en cada uno de los cojinetes terminales. • Los componentes 1*RPM crecen fuertemente al incrementarse la velocidad de rotación (al cuadrado de la variación de las RPM y directamente proporcional al crecimiento del grado de desbalanceo). • Los componentes 1*RPM están en fase, en ambos cojinetes. En general, este tipo de desbalanceo es fácilmente reconocible y corregible, colocando pesos en el lado opuesto al cargado o sacando peso a este lado, ya que se busca restituir la coincidencia de ambos ejes.
Fig. 5.5 Representación del desbalanceo estático de un rotor producido por una masa “m” sin compensar Un caso particular de balanceo estático en que se elimina peso son las grandes hélices de empuje de los buques, las que se balancean estáticamente, debido a que la velocidad de funcionamiento es baja, no alcanzando la primera velocidad crítica, y por su condición de rotor delgado (gran diámetro con respecto al largo).
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DESBALANCEO PAR O DE MOMENTO En este tipo de desbalanceo se produce cuando la línea de los centros de masa es oblicua respecto al eje de simetría axial, intersectándolo en el punto central y permaneciendo en un plano de simetría axial del rotor. Los desbalances son simétricos y opuestos 180º, además los momentos respecto al centro de gravedad son iguales y contrarios. Este tipo de desbalanceo es casi teórico y puede darse en rotores diseñados para vibrar, por cuanto sus puntos pesados están dispuestos en sentidos opuestos, en planos extremos del rotor. No es fácil de reconocer por simple giro manual como el desbalanceo estático, ya que puede llevar a la falsa presunción, de que el rotor está perfectamente balanceado, pues estáticamente no muestra puntos pesados.
La vibración que produce este desbalanceo es reconocible por: • La vibración presenta una fuerte componente 1*RPM en el sentido radial, pero además aparece en sentido axial en cada cojinete extremo. • Los componentes 1*RPM, tanto radiales como axiales crecen fuertemente con el cuadrado de las RPM y directamente con la variación de la magnitud del desequilibrio. • Los componentes 1*RPM, están desfasados en 180º en ambos cojinetes extremos. Este tipo de desbalance una vez reconocido es fácilmente resuelto adicionando o eliminando pesos diametralmente, cada uno en el plano contrario.
Fig. 5.6 Representación del desbalanceo par o de momento DESBALANCEO CUASI-ESTÁTICO O CUASI-DINÁMICO Es una situación particular del desbalanceo estático. Es una combinación de balanceo estático y par, encontrándose ambos desbalances en el plano
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longitudinal. En este desbalance el eje principal de inercia intersecta al eje de rotación en un punto que no coincide con el centro de gravedad. Esta es una situación muy común en rotores en voladizo. Muchas técnicas de balanceo de rotores en voladizo apuntan a corregir solamente el balanceo en un plano, dando en muchas ocasiones buenos resultados, pero los óptimos se obtendrán balanceando en dos planos pero separando las componentes estáticas de las par. Por ejemplo si se tiene un rotor en voladizo (ventiladores, hélices, etc.) que ha sido balanceado en un banco y montado sobre su eje, el desbalanceo residual, especialmente la componente estática, creara una situación de desbalanceo cuasi estático o par falso. Este par falso se sumara a la componente de par residual, haciendo que el balanceo dinámico de un rotor en voladizo se haga muy complicado.
Fig. 5.7 Rotor en voladizo, indicando el par falso que se produce luego de balancearlo en un banco de balanceo DESBALANCEO DINÁMICO En este caso existe un eje principal de inercia que no corta al eje de rotación. Esta es la forma más general de desbalanceo, y consiste en una combinación de desbalanceo estático y par en cualquier posición angular. La vibración que origina este desbalanceo no es tan característica como la de los casos anteriores: • Fuertes componentes armónicos.
1*RPM
radiales
y
axiales,
pero
aparecen
otros
• Alza fuerte de la vibración general con un aumento de la velocidad de giro. • Los componentes 1*RPM no están en fase, pero tampoco desfasadas en un ángulo preciso. Sin embargo el desfase permanece al variar la velocidad.
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En el caso de rotores anchos (largos) con respecto a su diámetro, lo más común es balancearlos dinámicamente.
Fig. 5.8 Distribución de la masa desbalanceada en un rotor que necesita ser balanceado dinámicamente
Elabore un diagnostico de defecto para los casos vistos en laboratorio.
6. BIBLIOGRAFIA www.sinais.es/Recursos/Curso-vibraciones/normativa/iso10816.html, revisado 30/08/18 www.monografias.com/trabajos17/mantenimiento-predictivo/mantenimientopredictivo.shtml#VIBRA, revisado 30/08/18 GUIA DE LABORATORIO, M.Sc.Ing. Ramiro Arroyo M.
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