Diagnóstico de vibracione

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TABLA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONESTABLA ILUSTRADA DE DIAGNÓSTICO DE VIBRACIONES
Origen Origen del del Problema Problema Espectro Espectro Típico Típico RecomendacionesRecomendaciones
El desbalance de fuerzas será en fases y estable. La amplitud debido al desbalance, seEl desbalance de fuerzas será en fases y estable. La amplitud debido al desbalance, se
incrementará según el cuadrado de la velocidad menor que el primer rotor crítico (3X deincrementará según el cuadrado de la velocidad menor que el primer rotor crítico (3X de
incremento en la velocidad = 9X de alta vibración). El espectro normalmente seráincremento en la velocidad = 9X de alta vibración). El espectro normalmente será
dominante siempre a 1X RPM. Se puede corregir según la colocación de un solo peso paradominante siempre a 1X RPM. Se puede corregir según la colocación de un solo peso para
la corrección de balance en un plano del centro de gravedad del rotor (CG). Debe existirla corrección de balance en un plano del centro de gravedad del rotor (CG). Debe existir
aprox. 0º de diferencia de fases entre OB & IB horizontales, es mejor si se da igual entreaprox. 0º de diferencia de fases entre OB & IB horizontales, es mejor si se da igual entre
OB & IB verticales. También aprox. 90º de diferencia de fases entre las lecturas horizontalOB & IB verticales. También aprox. 90º de diferencia de fases entre las lecturas horizontal
y vertical es usual que ocurra en cada cojinete de y vertical es usual que ocurra en cada cojinete de un rotor desbalanceado (± 30º)un rotor desbalanceado (± 30º)
El desbalance de acoplamiento resulta en un movimiento 180º fuera de fase en el mismoEl desbalance de acoplamiento resulta en un movimiento 180º fuera de fase en el mismo
eje. El espectro normalmente es dominante a 1X RPM. La amplitud varía con el cuadradoeje. El espectro normalmente es dominante a 1X RPM. La amplitud varía con el cuadrado
del incremento de la velocidad del incremento de la velocidad menor que la primera velocidamenor que la primera velocidad crítica del rotor. Pueded crítica del rotor. Puede
causar alta vibración axial como radial. causar alta vibración axial como radial. La corrección requiere colocar pesos para balancearLa corrección requiere colocar pesos para balancear
en por lo menos 2 en por lo menos 2 planos.planos.
 Note  Note que que aprox. 180º aprox. 180º de de diferencia entre diferencia entre fases fases debe debe existir existir entre entre OB OB & & IB IB horizontales,horizontales,
como entre OB & IB verticales. También unos 90º de diferencia entre las lecturas de fasecomo entre OB & IB verticales. También unos 90º de diferencia entre las lecturas de fase
horizontal y vertical es usual que ocurra (± 30º).horizontal y vertical es usual que ocurra (± 30º).
El desbalance dinámico es el tipo dominante de desbalance, y es una combinación deEl desbalance dinámico es el tipo dominante de desbalance, y es una combinación de
ambos: desbalance de fuerza y desbalance de acoplamiento. 1Xrpm domina el espectro, yambos: desbalance de fuerza y desbalance de acoplamiento. 1Xrpm domina el espectro, y
verdaderamente requiere 2 planos de corrección. Aquí, la diferencia de fase radial entre laverdaderamente requiere 2 planos de corrección. Aquí, la diferencia de fase radial entre la
cara interna y externa de los cojinetes puede estar en cualquier rango entre 0º y 180º. Sincara interna y externa de los cojinetes puede estar en cualquier rango entre 0º y 180º. Sin
embargo, la diferencia de fase horizontal debe estar muy cerca de la diferencia de faseembargo, la diferencia de fase horizontal debe estar muy cerca de la diferencia de fase
vertical, cuando compare las mediciones de las caras externa e interna del cojinete (± 30º).vertical, cuando compare las mediciones de las caras externa e interna del cojinete (± 30º).
SecundariamenteSecundariamente, si el desbalance predom, si el desbalance predomina, alrededor de ina, alrededor de 90º de diferencia de fa90º de diferencia de fasese
usualmente resulta entre las lecturas horizontal y usualmente resulta entre las lecturas horizontal y vertical en cada cojinete (± vertical en cada cojinete (± 40º).40º).
El desbalance de rotor en voladizo causa alta vibración 1Xrpm en ambas direcciones AxialEl desbalance de rotor en voladizo causa alta vibración 1Xrpm en ambas direcciones Axial
y Radial. Las lecturas axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fasey Radial. Las lecturas axiales tienden a estar en fase mientras que las lecturas de fase
radiales podrían radiales podrían ser inestables. ser inestables. Sin embargo la Sin embargo la diferencia de fadiferencia de fase horizontal, serse horizontal, seráá
usualmente cercana a la diferencia de fase vertical en un rotor desbalanceado (±30º).usualmente cercana a la diferencia de fase vertical en un rotor desbalanceado (±30º).
Rotores en voladizo tienen ambos desbalances: por fuerza y por acoplamiento, cada cualRotores en voladizo tienen ambos desbalances: por fuerza y por acoplamiento, cada cual
requerirá probablemrequerirá probablemente corrección. ente corrección. Por lo tanto, Por lo tanto, los pesos de corrección deblos pesos de corrección deberán siempreerán siempre
ser colocados en dos planos para contrarrestar ambos desbalances, de fuerza y deser colocados en dos planos para contrarrestar ambos desbalances, de fuerza y de
acoplamiento.acoplamiento.
La excentricidad ocurre cuando el centro de rotación se ha desplazado del centroLa excentricidad ocurre cuando el centro de rotación se ha desplazado del centro
geométrico de la polea, engranageométrico de la polea, engranaje, cojinete, armadura de motor, etc. je, cojinete, armadura de motor, etc. Grandes vibracionGrandes vibracioneses
ocurren a 1Xrpm del componente excéntrico en una dirección por la línea de centro de losocurren a 1Xrpm del componente excéntrico en una dirección por la línea de centro de los
dos rotores. dos rotores. Comparando las lecComparando las lecturas de fase horizontal y vertical usuaturas de fase horizontal y vertical usualmente difieren yalmente difieren ya
sea por 0º o por 180º (cada cual indicsea por 0º o por 180º (cada cual indica movimiento en línea reca movimiento en línea recta). ta). Intentos de balanceaIntentos de balancearr
rotores excéntricos a menudo resulta en la reducción de la rotores excéntricos a menudo resulta en la reducción de la vibración en una dirección radial,vibración en una dirección radial,
 pero se increment pero se incrementa en la otra dirección a en la otra dirección radial (dependiendradial (dependiendo del grado de exceo del grado de excentricidad).ntricidad).
El eje deflectado causa problemas de alta vibración axial con diferenciasde fase queEl eje deflectado causa problemas de alta vibración axial con diferencias de fase que
tienden hacia 180º sobre el mismtienden hacia 180º sobre el mismo componente de la máquina. o componente de la máquina. La vibración dominanteLa vibración dominante
normalmente ocurre a 1X RPM si la deflexión esta cerca de la línea centro del eje, pero anormalmente ocurre a 1X RPM si la deflexión esta cerca de la línea centro del eje, pero a
2X RPM si la deflexión esta cerca del acopl2X RPM si la deflexión esta cerca del acoplamiento. amiento. (Sea cuidadoso, tenga en cuen(Sea cuidadoso, tenga en cuenta lata la
orientación del transductor para cada medición axial, si se orientación del transductor para cada medición axial, si se invierte la dirección de la invierte la dirección de la sonda).sonda).
Use un indicador para confirmar la deflexión del eje.Use un indicador para confirmar la deflexión del eje.
El desalineamiento angular es caracterizado por una alta vibración axial, 180º fuera de faseEl desalineamiento angular es caracterizado por una alta vibración axial, 180º fuera de fase
a través del acoplamiento. a través del acoplamiento. Típicamente tenTípicamente tendrá alta vibración axial con ambos, 1X y 2Xdrá alta vibración axial con ambos, 1X y 2X
RPM.RPM.
Sin embargo, no es inusual para 1X, Sin embargo, no es inusual para 1X, 2X, 3X RPM u 2X, 3X RPM u otras frecuencias predominanotras frecuencias predominantes. Estostes. Estos
síntomas pueden también indicar problemas de acoplamiento. El desalineamiento angularsíntomas pueden también indicar problemas de acoplamiento. El desalineamiento angular
severo puede crear muchos harmónicos 1X RPM. A diferencia del desajuste mecánico desevero puede crear muchos harmónicos 1X RPM. A diferencia del desajuste mecánico de
tipo 3, estos harmónicos múltiples típicamente no tienen un elevado piso de ruido en eltipo 3, estos harmónicos múltiples típicamente no tienen un elevado piso de ruido en el
espectro.espectro.
El desalineamiento paralelo tiene unos síntomas de vibración similar a la angular, peroEl desalineamiento paralelo tiene unos síntomas de vibración similar a la angular, pero
muestra alta vibración radial la cual se acerca a las 180º fuera de la fase a través delmuestra alta vibración radial la cual se acerca a las 180º fuera de la fase a través del
acoplamiento. acoplamiento. A 2X usualmente es mA 2X usualmente es más larga que 1X perás larga que 1X pero su altura relativa 1X eo su altura relativa 1X ess
usualmente dictada por el tipo de acoplamiento y su construcción. Cuando elusualmente dictada por el tipo de acoplamiento y su construcción. Cuando el
desalineamiento angular o radial se convierte en severo, ellos pueden generar picos de altadesalineamiento angular o radial se convierte en severo, ellos pueden generar picos de alta
amplitud en harmónicos más altos (4X – 8X), o incluso una serie de harmónicos de altaamplitud en harmónicos más altos (4X – 8X), o incluso una serie de harmónicos de alta
frecuencia, similar en apariencia a un desajuste mecánico. El tipo de acoplamiento yfrecuencia, similar en apariencia a un desajuste mecánico. El tipo de acoplamiento y
material van a crear gran influencia en todo el espectro cuando el desalineamiento esmaterial van a crear gran influencia en todo el espectro cuando el desalineamiento es
severo. Típicamente no tiene un elevado tipo de ruido.severo. Típicamente no tiene un elevado tipo de ruido.
Un cojinete desalineado montado en el eje puede generar considerable vibración axial.Un cojinete desalineado montado en el eje puede generar considerable vibración axial.
Puede causar mPuede causar movimiento giraovimiento giratorio con aproxtorio con aproximadamente 18imadamente 180º 0º de cambio de fade cambio de fase,se,
desplazándolo de arriba abajo y/o de lado a lado, según como se realizó la medición en ladesplazándolo de arriba abajo y/o de lado a lado, según como se realizó la medición en la
dirección dirección axial en la mismaxial en la misma cubierta del cojinea cubierta del cojinete. Intentar alinear el ate. Intentar alinear el acoplamiento ocoplamiento o
 balancear el  balancear el rotor no rotor no alivia el alivia el problema. Los problema. Los cojinetes usualmente deben cojinetes usualmente deben ser removidos ser removidos yy
corregida su instalación.corregida su instalación.
La resonancia ocurre cuando una frecuencia de fuerza coincide con una frecuencia naturalLa resonancia ocurre cuando una frecuencia de fuerza coincide con una frecuencia natural
del sistema, y puede causar la del sistema, y puede causar la amplificación dramáamplificación dramática de la tica de la amplitud, lo cual puede resultaramplitud, lo cual puede resultar
en una prematura, o inclusive catastrófica falla. Esto puede ser debido a la frecuenciaen una prematura, o inclusive catastrófica falla. Esto puede ser debido a la frecuencia
natural del rotor, pero puede a menudo originarse desde la estructura de soporte,natural del rotor, pero puede a menudo originarse desde la estructura de soporte,
cimentación, cajas reductoras o aún por cimentación, cajas reductoras o aún por las fajas motrices.las fajas motrices.
Si el motor está en resonancia o cerca de ella, esto puede ser casi imposible de balancearSi el motor está en resonancia o cerca de ella, esto puede ser casi imposible de balancear
debido al gran cambio de fase experimdebido al gran cambio de fase experimentado (90º en resonancia; cerca entado (90º en resonancia; cerca a 180º cuandoa 180º cuando
 pasas a través de  pasas a través de ella). Muchas veces se requiere cambiar la frecuencia natural a ella). Muchas veces se requiere cambiar la frecuencia natural a una alta ouna alta o
 baja  baja frecuencia. Las frecuencia. Las frecuencias naturales generalmente frecuencias naturales generalmente no no cambian con cambian con un un cambio en cambio en lala
velocidad lo cual ayuda a facilitar la identificación de éstas (A menos que sea en un granvelocidad lo cual ayuda a facilitar la identificación de éstas (A menos que sea en un gran
 plano del cojinete de  plano del cojinete de la máquina o en un rola máquina o en un rotor el cual tiene un votor el cual tiene un voladizo significatiladizo significativo).vo).
Origen del Problema Espectro Típico Recomendaciones
Los desajustes mecánicos son indicados por cualquier tipo A, B o C de espectro de
vibración.
Tipo A: Es causado por desajustes/debilidad estructural en la base de la máquina,
aislamiento de absorción o cimentación; también por juntas deterioradas, pérdida de
sujeción entre los pernos y la base, y cuando se produce una deformación en el marco de la
estructura o la base. Análisis de fase pueden revelar aprox. 180º de diferencia de fase entre
las mediciones verticales de la base de la máquina, el aislamiento de absorción o la base
misma.
Tipo B: Es causado generalmente por pérdida de sujeción de los pernos al aislamiento de
absorción, rajaduras en el marco de la estructura o donde se soportan los cojinetes.
Tipo C: Es normalmente generada por un inapropiado ajuste entre componentes y partes
con las fuerzas dinámicas desde el rotor. Causa un corte en el tiempo de formación de la
onda. El tipo C es a menudo causado por pérdida del revestimiento en el cojinete, excesiva
luz en el manguito o elemento rotatorio del cojinete, la pérdida de un impulsor en un eje,
etc. La fase del tipo C es a menudo inestable y puede variar ampliamente desde una
medición a otra, particularmente si el rotor cambia de posición sobre el eje desde un
arranque al próximo. Los desajustes mecánicos son altamente direccionales y pueden causar
evidentemente diferentes lecturas cuando comparen niveles a con incrementos de 30º en
dirección radial en todos los sentidos alrededor de la superficie de un cojinete. También
note que los desajustes pueden causar muchas veces múltiples subharmónicos a
exactamente ½ o 1/3 X RPM (.5X, 1.5X, 2.5X, etc.)
El rozamiento en el rotor produce un espectro similar a los desajustes mecánicos cuando las
 partes rotativashacen contacto con los componentes estacionarios.
El rozamiento se puede dar parcialmente a través de toda la revolución del eje. Usualmente
genera una serie de frecuencias, muchas veces una o más resonancias. Algunos
subharmónicos fraccionales a velocidad de carrera (1/2, 1/3, ¼, 1/5, …, 1/n), dependen de
la posición de las frecuencias naturales del rotor. El rozamiento del rotor puede generar
muchas altas frecuencias (similares al ancho de banda del ruido que hace una tiza cuando se
frota en una pizarra). Esto puede ser muy serio y puede causar una corta duración por
encontrarse en contacto el recubrimiento (babbit) del cojinete con el eje. Un rozamiento
anular total de la superficie en una revolución completa del eje puede inducir una “rotación
inversa” con el rotor girando a una velocidad crítica en una dirección opuesta a la rotación
del eje (inherentemente inestable lo cual puede desencadenar en una falla catastrófica).
Las últimas etapas del desgaste de los cojinetes de manguito son normalmente evidenciadas
 por la presencia de una serie completa de harmónicos a la velocidad de operación (arriba de
10 o 20). Algunos cojinetes de manguito soldados permitirán altas amplitudes verticales
comparadas con las horizontales, pero, puede exhibir un solo pico pronunciado a 1X RPM.
Los cojinetes de manguito con excesiva luz pueden permitir que un pequeño desbalance y/o
desalineamiento pueda causar alta vibración lo cual podría ser menor si la luz del cojinete
fuera la especificada.
La inestabilidad de la capa de lubricante ocurre a 40 – 48 X RPM y es muchas veces
 bastante severa. Considerada excesiva cuando la amplitud excede el 40% de la luz de los
cojinetes. El remolino de aceite es una vibración provocada por una capa de aceite, cuando
se produce una desviación de las condiciones normales de operación (ángulo de disposición
y relación de excentricidad) causa un acuñamiento que presiona al eje alrededor de la
superficie interna del cojinete.
La fuerza desestabilizante en la dirección de rotación resulta en un deslizamiento (o
rotación adelantada).
La circulación de aceite es inestable desde que se incrementa la fuerza centrífuga lo cual
incrementa la fuerza de deslizamiento.
Puede causar que el aceite no se expanda a través de toda la superficie que soporta al eje y
se desencadene una inestabilidad cuando la frecuencia del remolino coincida con la
frecuencia natural de rotación del rotor. Cambios en la viscosidad del lubricante, la presión
del lubricante y cargas previas pueden afectar la capa de lubricante.
El efecto orbital puede ocurrir si la máquina opera cerca o a 2X la frecuencia crítica del
rotor. Cuando el rotor atraviesa por arriba de 2 veces la velocidad crítica, la rotación puede
ser muy cercana al rotor crítico y puede causar excesiva vibración, tal que la capa de aceite
 puede no cubrir a todo lo largo de donde está soportado el eje. La velocidad de rotación será
en ese momento “lock onto” la crítica en el rotor y ese pico no pasará a través de él, aún sí
la máquina es llevada a altas velocidades. Esto produce un adelanto lateral que precede a la
vibración subharmónica a frecuencias críticas del rotor.
Inherentemente inestable lo cual puede conducir a una falla catastrófica.
La frecuencia de paso de los álabes (BPF) = Nº de álabes x RPM. Esta frecuencia es
inherente en bombas, ventiladores y compresores, y normalmente no es un problema. Sin
embargo, una amplitud grande de BPF (y harmónicos) se pueden generar en la bomba si el
intervalo entre la rotación de paletas y difusores estacionarios no es igual en todos los
sentidos en la circunferencia. También, BPF (o harmónicos) algunas veces pueden coincidir
con un sistema natural de frecuencia causando alta vibración. Altas BPF se pueden generar
 por el desgaste del anillo que sujeta el impelente con el eje, o si falla rápidamente la
soldadura de las paletas difusoras. También altas BPF pueden ser causados por curvas
abruptas en la tubería (o ductos), obstrucciones las cuales causan alteración del flujo,
 posición de los reguladores de tiro o si el rotor de la bomba o ventilador está colocado
excéntricamente en el interior de la cubierta.
El flujo turbulento en sopladores ocurre muchas veces debido a variaciones en
la presión o velocidad del aire que pasa a través del ventilador o del ducto de trabajo que
está conectado. Esta alteración del flujo causa turbulencia la cual generará aleatoriamente,
 baja frecuencia de vibración, típicamente en un rango de 50 a 2000 CPM. Si ocurre una
agitación al interior de un compresor, puede ocurrir una alta frecuencia de vibración de
 banda ancha aleatoria.
Excesiva turbulencia puede también causar alta frecuencia de banda ancha.
La cavitación normalmente genera aleatoriamente, energía de alta frecuencia
en banda ancha, la cual algunas veces se superpone con los harmónicos de la frecuencia de
 paso de las paletas. Normalmente indica presión de succión insuficiente (sub alimentación).
La cavitación puede ser bastante destructiva al interior de las bombas si la deficiencia no es
corregida. Esto puede particularmente erosionar los álabes impulsores. Cuando se presenta,
muchas veces suena como gravilla pasando a través de la bomba. La cavitación es
usualmente causada por un flujo de ingreso insuficiente.
Esto puede presentarse durante una inspección, y no presentarse en la siguiente (si se
realizan cambios en los parámetros de las válvulas de succión).
Origen del Problema Espectro Típico Recomendaciones
ETAPA 1: Indicaciones tempranas de problemas en cojinetes aparecen en frecuencias
ultrasónicas en rangos entre 250 000 y 350 000 Hz; después, cuando el desgaste se
incrementa, usualmente cae aproximadamente hasta 20 000 – 60 000 Hz. (1 200 000 – 3
600 000 CPM). Estas frecuencias evaluadas por la energía Pico (gSE), HFD(g) y pulsos
(dB). Por ejemplo, energía Pico puede aparecer hasta cerca .25 gSE en la etapa 1 (este valor
depende del punto de medición y la velocidad de la máquina). Adquieren alta sobre
frecuencia el espectro confirma si los cojinetes se encuentran o no en la etapa 1 de falla.
ETAPA 2: Finos defectos en los cojinetes comienzan con sonidos en componentes de los
cojinetes a frecuencia natural (fn) lo cual predominantemente ocurre en el rango de 30K –
120K CPM. Esas frecuencias naturales pueden también resonar en las estructuras que
soportan a los cojinetes. Las frecuencias de banda lateral aparecen sobre y por debajo de los
 picos de frecuencia natural al final de la etapa 2. En general la energía pico crece (por
ejemplo, desde 0.25 a 0.50 gSE).
ETAPA 3: Aparecen frecuencias y harmónicos de defectos en los cojinetes. Cuando el
desgaste se incrementa, más harmónicos de defectos en la frecuencia aparecen y el número
de bandas laterales crece, ambos alrededor de éste y las frecuencias naturales de los
componentes del cojinete. En general la energía pico continúa incrementándose (por
ejemplo, desde 0.5 a por encima de 1 gSE). El desgaste es ahora usualmente visible y
 puede extenderse a través de la periferia del cojinete, particularmente cuando se forman
muchas bandas laterales acompañados por frecuencias harmónicas de defectos en el
cojinete. Cuando remodula la alta frecuencia y sobrepasa la ayuda del espectro confirma la
etapa 3. ¡Reemplace los cojinetes ahora! (Independientemente de los defectos en la
amplitud de la frecuencia y el espectro de vibración).
ETAPA 4: Hacia el final, la amplitud de 1X RPM es también afectada. Es creciente, y
normalmente causa el crecimiento de la velocidad de carrera de los harmónicos. Defectos
discretos en los cojinetes y frecuencias naturales de los componentes comienzan a
desaparecer y son reemplazados por aleatorios, alta frecuencia de banda ancha “piso de
ruido”. Adicionalmente, amplitudes de ambos alta frecuencia de piso de ruido y energía
 pico pueden en realidad decrecer; pero justo antes de la falla, la energía pico y HFD
usualmente crecerán hacia excesivas amplitudes.
El espectro normal muestra las velocidades de engranaje y piñón, a lo largocon un periodo
(GMF) y muy pequeños harmónicos GMF. Esta GMF generalmente tendrá bandas laterales
a su alrededor, estás a la velocidad de operación. Todos los picos son de baja amplitud, y a
frecuencias no naturales de los engranajes excitados. Fmax recomendado a 3.25X GMF
(mínimo) cuando el # de dientes es conocido. Si el # de dientes no es conocido, defina
Fmax a 200X RPM en cada eje.
El indicador de diente desgastado es una excitación en la frecuencia natural del engranaje
(fn), junto con bandas laterales alrededor de él, espaciadas a la velocidad de operación del
engranaje malo. GMF puede o no cambiar de amplitud, aunque grandes amplitudes de
 banda lateral y número de bandas laterales alrededor de GMF usualmente se dan cuando el
desgaste es notorio. Las bandas laterales pueden ser mejor indicador que las frecuencias
GMF mismas. También altas amplitudes comúnmente ocurren además en 2X GMF o a 3X
GMF, esto cuando la amplitud de GMF es aceptable.
La GMF es muchas veces sensible a la carga, altas amplitudes de GMF no son
necesariamente indicador de un problema, particularmente si las frecuencias de banda
lateral permanecen en un nivel bajo y las frecuencias naturales de los engranajes no son
excitadas.
Cada análisis debe realizarse con el sistema a una máxima carga de operación, para tener
comparaciones de espectro más confiables.
En gran manera altas amplitudes de banda lateral alrededor de GMF muchas veces sugieren
engranajes excéntricos, juego entre dientes, o ejes no paralelos, los cuales permiten la
rotación de un engranaje y modular cualquier amplitud de GMF a la velocidad de operación
del otro engranaje. El engranaje con problema es indicado por el espaciamiento de las
frecuencias de banda lateral. También, el nivel de excentricidad del engranaje a 1X RPM,
será normalmente alto si la excentricidad es el problema dominante. El juego impropio
entre dientes excitará la GMF y la frecuencia natural de engrane, las cuales tendrán bandas
laterales a 1X RPM. La amplitud de la GMF, puede decrecer al incrementar la carga si el
 juego de dientes es el problema.
El desalineamiento de engranajes casi siempre es excitado en segundo orden o superior a
los harmónicos de GMF acompañado con las bandas laterales a la velocidad de operación.
Muchas veces mostrará solo pequeña amplitud a 1X RPM, pero muchos mayores niveles a
2X o 3X GMF.
Es importante para definir bastante grande Fmax, harmónicos a menos de 3 GMF. También
 bandas laterales acompañando a 2X GMF a menudo se espaciarán a 2X RPM. Note que las
amplitudes de banda lateral a menudo no son iguales en lado derecho e izquierdo de GMF
debido al desalineamiento de los dientes. Causa un desgaste desigual en los bordes.
Una grieta o rotura de un diente generará una amplitud alta a 1X RPM del engranaje sólo en
el periodo de la onda, esto excitará a las frecuencias naturales del engranaje con bandas
laterales a velocidad de operación. Esto se detecta mejor en un osciloscopio, el cual
mostrará una pronunciada pendiente, cada vez que el diente con problema intente engranar
sobre los dientes del otro engranaje.
El tiempo entre los impactos corresponderá a 1/RPM del engranaje con problema. Las
amplitudes de los picos de impacto en el osciloscopio a menudo serán 10X a 20X mayores
que a 1X RPM en FFT.
La frecuencia de fase de ensamble de engranaje (GAPF), puede resultar en frecuencias
fraccionales de engranaje (si NA > 1). Literalmente significa (TG/NA) los dientes del
engranaje entrarán en contacto (TP/NA) con los dientes del piñón y generarán NA desgaste
en los bordes, cuando NA de en una combinación igual de dientes el producto de los
factores primos comunes del número de dientes en el engranaje y piñón (NA = factor de
fase de ensamblaje).
GAPF (o harmónicos) pueden mostrarse desde el inicio si estos problemas son de fábrica.
También, esto suele aparecer en un periodo de observación, el espectro puede indicar daño
si partículas contaminantes pasan a través de donde engranan los dientes, resultando en un
daño donde engranan los dientes al momento del ingreso y salida de la partícula o
reorientando los engranajes.
Origen del Problema Espectro Típico Recomendaciones
La f HT se da cuando la falla está presente en ambos, engranaje y piñón lo cual pudo haber
ocurrido durante el proceso de fabricación, debido a maltratos o en el campo. Esto puede
causar vibraciones bastante altas, pero desde que ocurre a bajas frecuencias
 predominantemente menores que 600 CPM, esto es a menudo equivocado. Un conjunto de
engranajes que presenta repetidamente este problema en sus dientes, normalmente emite un
sonido cuando es impulsado. El máximo efecto ocurre cuando las fallas en el piñón y
diente del engranaje, engranan al mismo tiempo (sobre algún conductor, esto puede ocurrir
solo 1 vez cada 10 o 20 revoluciones, dependiendo de la fórmula f HT). Note que TGEAR y
TPINION se refieren al número de dientes en el engranaje y el piñón respectivamente. NA
es el factor de fase de ensamblaje definido anteriormente. Esto a menudo ajustará los picos
de ambos GMF y RPM del engranaje.
Excesiva luz de los cojinetes que soportan los engranajes no pueden solo excitar muchos
harmónicos a velocidad de operación, pero muchas veces causarán grandes amplitudes de
respuesta a GMF, 2GMF y/o 3GMF. Estas altas amplitudes de GMF son actualmente en
respuesta a , y no a causa de, soltura en el interior de los cojinetes que soportan la
actividad. Tal excesiva luz puede ser causada como consecuencia del desgaste del cojinete
o por un inapropiado ajuste del cojinete durante la instalación.
Una marcha incorrecta puede causar excesivo desgaste del engranaje y daño a otros
componentes
Un estator con problemas generará alta vibración a 2 veces la frecuencia de línea 2FL. El
estator excéntrico produce una holgura irregular entre el entrehierro del rotor y el estator, lo
cual produce mucha vibración direccional. La diferencia de holgura no debe exceder el 5%
 para motores de inducción y el 10% para motores síncronos. Bases suaves o curvas pueden
 producir la excentricidad del estator. Un entrehierro suelto es consecuencia de un soporte
débil o suelto del estator. Las láminas cortocircuitadas del estator pueden causar
irregularidades, calentamiento localizado, el cual puede deformar el estator mismo. Esto
 produce vibración termalmente inducida la cual puede crecer significativamente con el
tiempo de operación causando deformación del estator y problemas de holgura
Un rotor excéntrico produce según la rotación una holgura variable entre el rotor y el
estator, esto inducirá vibración por pulsación (normalmente entre 2FL y harmónicos cerca
a la velocidad de operación). A menudo requiere agrandar el espectro para separar 2FL y
harmónicos a velocidad de operación. Rotores excéntricos generan 2FL rodeados por
 bandas laterales de frecuencia al paso de polos (FP), este FP queda bien definido a la
velocidad de operación. FP aparece a bajas frecuencias (Frecuencia de Paso de Polo =
Frecuencia de deslizamiento x # de polos.) Valores comunes de FP se encuentran en el
rango de 20 a 120 CPM (0.3 a 2.0 Hz). Una sujeción suave al piso o desalineamiento a
menudo es inducido por una holgura variable a consecuencia de la distorsión (actualmente
un problema mecánico no eléctrico).
Barras del rotor agrietadas o rotas, anillos interrumpidos, juntas malas que dividen las
 barras del rotor y rotor con láminas cortocircuitadas producirán alta vibración a la
velocidad de operación con bandas laterales a la frecuencia de paso de polos.
Adicionalmente estos problemas muchas veces generarán bandas laterales a FP
acompañando el segundo, tercero, cuarto y quinto harmónico a la velocidad de operación.
Las barras sueltas en el rotor son indicadas por 2X la frecuencia de línea (2FL), bandas
laterales alrededor de la frecuencia de paso de las barras del rotor (RBPF) y/o harmónicos
(RBPF = Número de barras x RPM). Muchas veces puede causar altos niveles a 2X RBPF,
1X RBPF cuando la amplitud es pequeña. Un arco inducido eléctricamente entrelas barras
sueltas y el final de los anillos podrían mostrar altos niveles a 2X RBPF (con bandas
laterales a 2FL), pero puede no incrementarse o incrementarse pequeñamente la amplitud a
1X RBPF.
Los problemas de fase debido a conectores sueltos o rotos pueden causar excesiva
vibración a 2X frecuencia de línea (FL) la cual tendrá bandas laterales acompañándola
espaciadas a 1/3 FL. A niveles de 2FL puede exceder 1.0 pulg/seg si la deficiencia no es
corregida. Esto es particularmente un problema si el conector defectuoso hace contacto
solo esporádicamente. Los conectores sueltos o rotos deben ser reparados para prevenir una
falla catastrófica.
En motores síncronos una bobina suelta del estator generará bastante vibración alta, a la
frecuencia de paso de la bobina, la cual es igual al Nº de bobinas (Nº de bobinas = Nº polos
x Nº bobinas/polo). La frecuencia de paso de la bobina estará rodeada por bandas laterales
a 1X RPM. Problemas en motores síncronos pueden también ser indicados por picos de
alta amplitud aprox. 60 000 a 90 000 CPM, acompañados por bandas laterales a 2FL. Tome
al menos un espectro arriba de 90 000 CPM en la cubierta de cada cojinete del motor.
Muchos problemas en motores y controles DC pueden ser detectados por análisis
vibracionales. Los motores DC presentan una frecuencia SCR, los totalmente rectificados
(6SCR) generan una señal a 6X la frecuencia de línea (6FL = 360 Hz = 21 600 CPM);
mientras que los medio rectificados (3 SCR) a 3X la frecuencia de línea (3FL = 180 Hz =
10 800 CPM). La frecuencia SCR de activación está normalmente presente en el espectro
de motores DC pero a bajas amplitudes, hay que notar la ausencia de otros picos a
múltiples FL
Cuando el espectro de los motores DC es dominado por altos niveles de vibración a la
frecuencia SCR o 2X SCR, esto normalmente indica bobinas rotas del motor o falla en la
sintonización del control del sistema eléctrico. Adecuada sintonización solo puede causar
 baja vibración a frecuencia de operación SCR y a 2X SCR significativamente si los
 problemas de control predominan. Altas amplitudes a esas frecuencias normalmente serán
cercanas a 0.10 pulg/seg a frecuencia SCR y cercanas a 0.04 pulg/seg a 2X SCR.
Cuando una tarjeta de activación falla se pierde 1/3 de la potencia, y esto puede causar
repentinos cambios momentáneos en la velocidad del motor. Esto puede llevar a altas
amplitudes a 1/3 y 2/3 de la frecuencia SCR (1/3X SCR = 1X FL para un motor medio
rectificado, pero 2X FL para uno totalmente rectificado).
Precaución: La configuración Tarjeta/SCR se debe conocer antes de la reparación del
motor.
Origen del Problema Espectro Típico Recomendaciones
Fallas en el SCR, cortocircuitos en las tarjetas de control y/o conexiones sueltas pueden
generar picos notables en la amplitud, en muchas combinaciones de FL y SCR.
 Normalmente, un SCR malo puede causar altos niveles de vibración a FL, y/o 5FL en
motores 6 SCR (totalmente rectificados). El punto a tomar es en el cual no deben estar
 presentes en el espectro del motor DC FL, 2FL, 4FL O 5FL.
Fallas en la tarjeta de comparación causan problemas de fluctuación de las RPM del
motor. Esto causa un colapso constante y regeneración del campo magnético. Estas
 bandas laterales a menudo son cercanas a la fluctuación de RPM, y requieren una alta
resolución FFT para ser detectadas. Tales bandas laterales podrían ser debido a generación
y regeneración del campo magnético.
 Normalmente las estrías inducidas eléctricamente son detectadas por una serie de
diferentes frecuencias con mayor espaciamiento, a menudo en la frecuencia de defecto
fuera de carrera (BPFO), incluso estas estrías pueden estar presentes en ambos fuera y
dentro de carrera. Estas son más notorias en un rango cercano desde 100 000 a 150 000
CPM. A 180K CPM el espectro con 1600 líneas es recomendado para la detección con
mediciones en ambos OB e IB de los cojinetes de un motor DC.
Faja Long
imitivo Diametro xRPMpoleax
deFaja freq
.
Pr 142.3
. =
ajadeDientesF deFaja freqbeltfreqtimig #.. ×=
Las frecuencias de faja son menores que las RPM del motor o máquina impulsora.
Cuando éstas están desgastadas o sueltas, normalmente causan múltiplos de 3 o 4 en la
frecuencia de faja. A menudo 2X la frecuencia de faja es el pico dominante, las
amplitudes son variables, muchas veces hay pulsos con las RPM de la polea conductora o
conducida. Desgaste o desalineamiento de la polea es indicado por elevadas amplitudes en
la frecuencia de temporización de la faja (timing belt freq). Problemas en la cadena
conductora son indicados por la frecuencia de paso de la cadena la que es igual a Nº de
dientes del Sproket x RPM.
El desalineamiento de poleas produce alta vibración a 1X RPM predominantemente en la
dirección axial. La relación de amplitudes de las RPM de las poleas conductora y
conducida depende de cuando la data es tomada, es bueno hacerlo con masa relativa y
marco rígido. Muchas veces con la polea desalineada, la alta vibración axial del motor
estará en las RPM del ventilador o viceversa. Esto puede ser confirmado con mediciones
de fase según el setting con un filtrador de fase a las RPM de la polea con la mayor
amplitud axial, entonces se comparan las fases a esta frecuencia particular en cada rotor
en la dirección axial.
Las poleas excéntricas causan alta vibración a 1X RPM. La amplitud es normalmente
elevada en la línea con las fajas, y debe mostrarse en los cojinetes de ambas poleas
conductora y conducida. Esto algunas veces es posible balancear con arandelas en los
seguros de los pernos. Sin embargo incluso si es balanceado, la excentricidad todavía
induciría vibración y fatiga reversible en la faja. La excentricidad de la polea puede ser
confirmada por un análisis de fase mostrando las diferencias de fase vertical y horizontal
cercanas a 0º y 180º.
La resonancia de fajas puede causar altas amplitudes si la frecuencia natural de faja
estuviera cerca o coincidiera con las RPM de la polea conductora del motor. La frecuencia
natural de faja puede ser alterada por cambios en la tensión de cualquiera de las fajas,
longitud o sección. Esto puede ser detectado tensionando, e ir soltando la faja midiendo la
respuesta en poleas y cojinetes. Sin embargo, cuando opera, a frecuencia natural de faja
tenderá a crecer en el lado templado y a decrecer en el lado suelto.
Una frecuencia de pulsación es el resultado de dos frecuencias con un espaciamiento muy
cercano yendo fuera y dentro de la sincronización la una con la otra. El espectro de ancho
de banda normalmente muestra un pico de pulsación arriba y abajo. Cuando tu agrandas
en los picos (disminuye menos el espectro), esto actualmente muestra dos picos
espaciados muy cercanamente. La diferencia entre estos dos picos (F2-F1) es la frecuencia
de pulsación la cual aparece en el espectro de ancho de banda. La frecuencia de pulsación
no es comúnmente visible en un rango normal de medición de frecuencia dado que es
inherentemente baja en frecuencia, usualmente en rangos que van aproximadamente desde
5 a 100 CPM.
La máxima vibración resultará cuando la onda de frecuencia (F1) venga en fase con la
onda de otra frecuencia (F2).
La mínima vibración ocurrirá cuando las ondas de esas 2 frecuencias se encuentren fuera
de fase en la línea de 180º.
Origen del Problema Espectro Típico Recomendaciones
“Base Suave” se presenta cuando la base o marco de una máquina tiene grandes
deflexiones, cuando un perno de anclaje se desajusta, causando que la base suba mas de
aprox. 0.002 – 0.003 pulg. Esto no siempre causa un gran incremento de la vibración. Sin
embargo puede que esta base suave afecte en el alineamiento, concentricidad del motor, es
decir en la holgura entre estator y rotor.
“Pata Coja”, puede ser a causa de una gran distorsión en el marco, resultando en el
incremento de la vibración, fuerzas y fatiga en el marco, cubierta de cojinetes, etc. Esto
 puede ocurrir cuando un perno de anclaje es sobre torqueado hacia abajo en el marco de la
 base en un intento de nivelar la base.
“Resonanciaasociada a la base” puede causar incrementos dramáticos de amplitud desde
5X a 10X o más, es algo comparado como cuando el perno (o combinación de pernos) se
desajusta. Cuando se ajusta, el perno puede cambiar notablemente la frecuencia natural de
la base o del marco mismo de la máquina.
Los tres sucesos mencionados pueden ocasionar a menudo vibración a 1X RPM, pero
 pueden también hacerlo a 2X RPM, 3X RPM, 2X FL, Frecuencia de paso de paletas, etc.
(Particularmente la resonancia asociada a la base).
Womo so 2372- 197H 
Esto noi mo es phtodaequcs ongodeivelo aidodes entie Go0 N12 000p LOs da tes que seequieenpa 
CUyo entre 
$U aphcacida so ue de vbraidn en elocidad yelvalor fcz RMSen yn gngo eptie 10 1000 Hdis tinguie ndo tambicn segin lo clasede equiçorototiv 
Esta norma Fue evi sa da Some bido exanenparo gu mejo goecuo C 
Qphdaciodn en mo 9nc idusnalespo 1 qe Fue sust1 byido pola no dns 
velocidiad Tipos de maquins 
Clas Case Clase De scfipcidn mmsms 
o,Ba28
9p8aD45 ClanaEqgos pegueñion hadta 15 kW 
0.45 a 071 
quipps medios de 15 a 7s kW 
asta 300 W con cimentacjón 
1112a 8 Clase 
.8a 4 
Sedial 
Fquipes grntes per +neim-de5 
W con ciedentación rigida d de 3p0 
kW cdn cinyentadion eppecil 
8a28 
A Bena hatisfactorla 
Turbonaqufinana (equjpos don RPM 
yetocitad-chitica 
Clase ESatisfactoria Dthaceptable 
Norma 1so 0916 
Est obl ece as condhci ones ocedmentcs geneales aa 1a ediue 
evauacnde la vi bra c yEl 20n do edC10 hes ealzades s o 
Estc ndr m cODsta de oaresn rotatives de les magunc 
dhn co partes 
ParkeEndcocianes 
Pate 2Eubinos de vap er gene.sod.crs que superco las 
50 MVconwelacaidodes tiprcs detco bao 
1S06 3 000 y 3600 pm 
enerales 
de 1Sc30 
rarte 3: magu 0a ndus tiales conodtencig nomnal por encim 
de 15 KW Velocidodes en tse 20 15 15000pm 
Porte : conjun tes piovi dospo tusbinpsdeghsecluye nda 
empleo dos en qetonuti 
Parte 5copntcs de máquinds en plantcs de hidro9enacica 
bombeo 
Los S19 fica tcs diterenCioS en ediseño ids de desca nso 
estructy r c 0porte de la moquina Lequeien unedivisido en oruçes 
Los ma qu incs de ests grupospbeden tenef eje horizonbeverical 
a 
nclinado yademápueden es bc mon tad ds en soportes ígidos 
o 
Flexibles 
6 rupo Mág ncs Eatoncs grandes con o tencic supertc 
300 K. Mdauines eldctndo con altua de eje E315 mn 
bruod 2. Máquincs ro ba borls medancs con gotenO enbre Sy 
300 KW. Maqu nos electn ccs co a lburo de eje 160 H< 3 ISmn 
5rupo 3, Bomtcs con mgulsor de multiples alabesy con mo tosepatodo 
lyo cen tri fugo aolo mixto con pobencq superor 
S Kw 
ruco H Bombcs con meulse de multlsala des Con moto nteg rcdo 
5 KW Flyo centii fugoaxao xtoon potencisuceuie a 
S1 ortmer ndel Si9temo mdquindsopo en lo deedción de lo medici 
es mavo que SoFrecuencao prinCIpal de exc1tauon en almenes 
257 
Todcs ls enton ces e 9oporte ce cons1dero rígido en _eso dreccrc 
Ot rc 915temce ucden Cons1derorse Tlexble Enalgunoscosos pucde se 
considerouoíg ido en und direccieo de la medicidn Flex1le en le ot 
Para suevdvacadn, seenen las ~0nd.s 
Zona A Valores de vbrocidn de maquints ecco pyestcS en Funao ncmienlo 
O Tea condicion adcs 
Zono B Maquins pueden Fun cion ar ndefo domenbe Snres brcciones 
2on CLo condulcton de lamúquing_noeadecwa cia p Gro berccicn Con tine 
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COtec biucs en lasigien be porodo progomado 
ZOnd O. los valoses de vib racion son el9 sosos0 maquing puede 
su fir d ans 
s ms mms rms 
D 
28 
0.11 
0.09 
or06 
0,03 
Base Rgda Flex ble igda Fexibe Rlgds Fle ble Rigna Flx 
Grandes maquin 
300 W P50 
Tamajo medp Bombes s5RW 
ujo radat, x i o mato 
Tipo de máquina 15 WPs 300W 
Mopres 
160 mm sH <315 mm 
Grupo 2 
Motores 
15 mmsH 
Grupo 
Mptor intogr ada Motr sepa|a 
Grupo Grupp 4 nupo 
A Máquina nueva o reacondicionada Lamáquina np puede operar un iempo projong 
Lamáquina puede pperat indefinidamente DLa vibrapción está prbvocahdo dafos 
NOM 02y -STPs- 20 
S TPS Secre tot1a de brobajo v prevencidn soci 
Vibocione.Condcj one de Seapr1dace eHioen en ls cen ErosldetabeP 
S obebuo es estoblede les Kts máinos peimisi bles do exgos icE 
ylos ylos cond iciones minmcs de Segn dad e bgleneen les cen os de tcobep 
donde se 9ener èn vibrociones que po sus coractesistics tiempo de ex pOsiCic1 
Sean a paces cde altercs l solud de cs ba)a dores sto noimg 
apico en ls centros de trotap es dandese generen vibrncions q 
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Seio re 
Limites mgxImos permisibles de exoos1Cion a vibracion e 
Cuexco entero (uandose Conoce la frecujencio de unme0o nTmoque generc ibaqio 
Con lo aceleiocidn en $yo se en el ek de adelesocio'a 
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NSe eloclon 
de exposI¢Ca vIbocidh esen el eye lohei tudind z y los ejes trS ve fsal 
ax y se myes tron en os s 19Uientes totles 
TABLA 1 
LIMITES DE ACELERACION LONGITUDINAL (az) COMO FLUNCION DE LA FRECUENCA Y.DEL TIEMPO.OE 
EXPOSICiON 
FRECUENCIA 
CENTRAL DE 
TIEMPO DE EXPOSICION 
TERCIO DE 24h 16h 8hh 4h 25h 1h 25 min 18 min 1 min 
OCTAVA 
1.00 
1.25 
LIMITE DE ACELERACIONtONGITUDINAL EN (az), mls 
0.280 0.383 
0.250 03 
0 224 0. 
0.200 0.270 045 0.75 1.00 
0.180 239 
0.160 0212 0.355 0.60 
0.140 0192 0.315 053 
0.140 0.192 0.315 0.53 
j0.140 0.192 .315 0.53 
0.T40 1 0.192 0.315 0.53 
D.180 0239 0.40 0.67 
0 224 0.302 0.50 
0.280 0.383 0.63 1.06 
0.355 0477 0.80 1.32 
0450 0.605 1.00 17 
9.560 0.765 125 
D710 0955 160 
p.900 1.19 
1 120 153 25 
400 191 15 
63 1.05 1.40 
0.56 0.95 125 
.12 
36 5.60 
0 0.90 
5.00 
6 
800 
.00 
6.00 
20 00 
00 
313 
S01 
8.0 
LIMITES DE ACELERACION TRANSVERSAL ( a cOMb FUNÇION DE LA FRECUENCA YDEL TIEMPO DE 
EXPOSIQION 
FRECUENCIA 
CENTRAL DE 
BANDA DE TERCIO 
DE OCTAVA 
(Ha) 
TIEMPO DE EXPOSICION 
24 h 16 h 4h 2.5 h 25 min 16 min 3h min 
LIMITE DE ACELERAÇION TRANSVERSAL EN (aa,) (mis) 
1.50 
1.50 
o100 0136d 224 0356 6.50 0.8 25 
0,100 0.1360 224 0.355 0.50 0.85 
0224 
0,1000.135 0224 0.355 0.50 0.85 
o2800450 
d,355 0.560 
125 
25 
2 
2 0100 0.135 0.355 0.50 0.85 50 
25 1. 
2.0 
0 125 
o160 
0.20 0.270 
o250 
0,315 
040 
0.171 0.63 1.06 
32 15 0.212 08 36 3.15 
4.00 4.0 
5.00 
6.30 
8.00 
d.450 0.710 1.0 1.7 
125 2.12 
1.6 
2.0 
2.5 
5 d.560 0.900 
0428d710 1.12 
1.40 
1.80 
0.338 
2.0 
0.54 0.900 
0.50 0.675 112 
0.63 0.855 140 224 
8 
10.0 
12.5 
16.0 
20.0 
25.0 
10.00 6.3 
8.0 
t0.0 
12.5 
4.2 
12.50 
16.00 0.80 
1.00 1.35 
1.25 1.71 
100 
2.00 
250 
3.15 
4.00 5 
2.80 
3.55 
4.50 
1.06 .80 .0 
2.24 
2.80 
15.0 
19.0 
5.0 20.00 
25.00 
31.50 
40.00 
50.00 
63.00 
15.0 
40.0 
50:0 
O.0 25.0 30.0 
1.2 16.0 40.0 63. 
80.00 9.00 14:0 20:0 33 50:0 60:0 B0:0 
Extre midod es superores Depend iendo delempo de expesi adSe estoblecen lo 
valoresmo ximoOs permtdede acele racid ondesoa do 
TABLA 3 
LiIMITES MAXIMOS DEEXPOSICIDN EN MANOs A VIBRACIONES EN DIREÇCIONES Xn. Yh.Zn 
Tiempo total de exposición 
diaria a vibraciones, en horas 
Valores cuadráticos medios dominantes 
de la componente de las aceleraciones 
de frecuencia ponderada que no deben 
excederse (9 
ak, en m/s2 
hasta 4 De 4 a8 
De 2a4 
De 1a2 
hasta 6 
hasta 8 
Menor de hasta 12 
	Parte 1
	Tablas de Charlotte
	Parte 3