Capitulo_6_METODOLOGÍA_DE_MEDICIÓN_RUTINARIA_DE_VIBRACIONES

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DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
 CAPITULO VI 
SEMAPI S.A. Servicios y Equipamiento para mantenimiento predictivo 
 
Revisión 1996 1 
 
 
 
 
METODOLOGÍA DE MEDICIÓN RUTINARIA DE VIBRACIONES 
 
En capítulos anteriores se ha expuesto la conveniencia de la medición del 
parámetro velocidad y aceleración, como así también la necesidad de que 
esas mediciones sean 100 % espectros. 
Qué esperamos visualizar con cada una de estas mediciones: 
 
A) Velocidad: problemas de bajas frecuencias, generalmente, montaje: 
 Frecuencias: entre 1 Hz y 1 Khz. 
 
B) Aceleración: problemas alta frecuencia, evidencias de desgaste. 
 Frecuencias: entre 1 Khz. y 10 Khz. 
 
 En cuanto a la medición en campo, hay además dos formas de levantar los 
datos: 
 
1) Grabación de la forma de onda que emite el acelerómetro (aceleración) 
y luego sobre esa información ya grabada en una PC, en una oficina, 
proceder a la integración para el resto de las variables, velocidad, por 
ejemplo y el correspondiente cálculo de la FFT para la obtención del 
espectro. 
 
2) Integración y cálculo de la FFT en campo. 
 
 
En el único caso que la opción 1 pueda ser conveniente es en estudios 
especiales de problemas ya detectados y no resueltos o de características 
particulares. 
En los controles rutinarios es conveniente la opción 2. Es de gran importancia 
que el operador vaya relacionando las mediciones con los posibles problemas 
mecánicos que se estén manifestando viendo los espectros de cada variable 
en el momento de realizar la medición. 
Siguiendo con la línea de esta metodología, los colectores Semapi, en el 
momento de la medición, permiten visualizar el valor y espectro anteriores para 
cada punto, pudiendo el operador visualizar en el momento las componentes 
espectrales que han variado. 
 
 
“Es saludable que el 90 % del diagnóstico se consiga cuando se esta 
haciendo el control de la máquina, ya que en ese momento se pueden 
decidir mediciones complementarias” 
 
 
 
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BAJAS FRECUENCIAS 
 
Analizaremos las características de cada uno de los problemas de montaje que 
se evalúan con la variable velocidad. 
Si bien hay una gran variedad de problemas que se pueden detectar, es 
necesario aclarar que en equipos simples: bombas centrifugas, ventiladores y 
mandos en general, aproximadamente el 90 % de los problemas encontrado se 
deben a las siguientes causas: 
 
a) Desbalanceo 
b) Desalineación 
c) Excentricidad 
 
Como dato adicional, todos estos problemas, presentan componentes en las 
RPM del eje (1ª armónica), y la única forma de asegurar el diagnóstico es con 
una medición de la diferencia de fase de esa componente, de ahí la 
importancia que se le dará a esta medición. 
 
 
VIBRACIONES DEBIDO AL DESBALANCEO 
 
 
El desbalanceo está claramente al tope de la lista de causas en los 
inconvenientes de vibraciones en máquinas. Las vibraciones aceleran el 
desgaste en los cojinetes y se transmiten a otras partes de la máquina donde 
también pueden provocar fallas. 
Existe una característica que define plenamente al desbalanceo: es una fuerza 
que esta rotando a la misma velocidad del eje (se puede considerar que es 
una masa concentrada en un punto del mismo) 
Por lo tanto, independientemente de la complejidad del desbalanceo, se debe 
esperar la presencia de un vector girando a la frecuencia del eje. 
Entonces, para lograr un diagnóstico seguro, necesitamos verificar: 
a) La componente espectral coincida con la frecuencia de giro del rotor. 
b) La diferencia de fase entre dos sensores colocados a 90º, como 
internamente el vector esta rotando, la diferencia de fase entre ambas 
lecturas, debería ser ≈90º. 
La amplitud de vibración por desbalanceo es proporcional a la cantidad de 
desbalanceo presente, y normalmente, las amplitudes más grandes se miden 
en la dirección radial, con mayor amplitud en la dirección d menor rigidez. 
Aunque, si el rotor esta en voladizo, es frecuente encontrar componentes 
axiales debidas a desbalanceo. 
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El desbalanceo se produce como consecuencia de una distribución desigual en 
la masa de los elementos rotantes. El balanceo se logra agregando o quitando 
masas en ciertas posiciones angulares en el rotor disminuyendo así la carga 
dinámica sobre los cojinetes y aumentando la vida útil de la máquina. 
En función de la medición de fase, se puede predecir en cuanto a la 
distribución del desbalanceo en el rotor. 
 
Movimiento Circular: 
Como los rotores en estudio, se encuentran girando a velocidad estable, le 
caben las leyes de la física para Movimiento Circular Uniforme (MCU) 
 
 
a) Cinemática 
En la Fig. 6-1 se aprecia en el Movimiento Circular Uniforme (MCU), la relación 
entre la velocidad tangencial, frecuencia angular y frecuencia rotacional. 
Nótese que no se consideran todavía las masas del sistema. 
 
 
Fig.- 6-1 
 
b) Dinámica 
Aquí comienza a intervenir la masa del sistema 
En el estudio del MCU de la Fig. 6-1b, se aprecia que la velocidad del móvil no 
cambia de módulo pero cambia constantemente de dirección. El móvil tiene 
una aceleración que está dirigida hacia el centro de la trayectoria, denominada 
aceleración normal y cuyo módulo es 
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 V = ω. R 
 an = ω². R 
R = radio 
Fig. 6-1b 
La segunda ley de Newton afirma, que la resultante de las fuerzas F que 
actúan sobre un cuerpo que describe un movimiento circular uniforme es igual 
al producto de la masa m por la aceleración normal an. 
F = m an = m. ω². R 
 
 
 
“De esta expresión se deduce que la fuerza de desbalanceo aumenta con el 
cuadrado de la velocidad y linealmente con el radio” 
 
Desbalanceo de fuerza: 
 
En la Fig. 6-2, se simboliza este caso donde se puede considerar que una 
fuerza concentrada o distribuida en un plano longitudinal al eje produce el 
desequilibrio. 
A la derecha aparece el espectro de vibraciones, con una componente definida 
en 1ª armónica (1x). 
A la izquierda se representa la fase con relojes en cada apoyo. En este caso, 
ambas agujas están hacia arriba, coincidiendo en la fase, por lo que la 
diferencia entre ellas será nula. 
Este desbalanceo puede estar concentrado en un punto o distribuido 
longitudinalmente en el rotor. Para rotores donde el ancho sea menor de la 
mitad del diámetro, se puede iniciar una aproximación con un balanceo 
estático: con la menor resistencia en los apoyos, se deja balancear el rotor, 
hasta encontrar en la parte inferior el punto pesado. Se le colocan pesos en la 
parte opuesta hasta conseguir que en ninguna posición tienda a bajar. 
 
F = m. ω². R 
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Revisión 2009 5Fig. 6-2 
 
• Su amplitud aumenta con el cuadrado de la velocidad 
• Se presenta en fase y constante e iguales en ambos extremos. 
• La 1X siempre presente y domina el espectro, radial 
• Se corrige con un solo peso central o en ambos extremos en el mismo 
plano longitudinal. 
 
Desbalanceo de cupla 
 
En la Fig. 6-3, se muestra otra distribución de pesos. En este caso están 
opuestos, generando una cupla. 
 
 
 
Fig. 6-3 
 
• Su amplitud aumenta con el cuadrado de la velocidad 
• Se presenta desfasaje de 180º y constante 
• La 1X siempre presente y domina el espectro, radial y axial 
• Se corrige con dos pesos en planos separados en los extremos. 
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Obsérvese que en este caso, sigue presente la componente 1x, pero lo que ha 
cambiando es la orientación de la fase. Nótese que ambas agujas sobre los 
apoyos, están opuestas. Esto representa que si coloco en ambos apoyos, dos 
sensores en la misma dirección, la diferencia de fase será 180º. 
 
Desbalanceo dinámico: 
 
Esto es lo que generalmente sucede en las máquinas reales: una combinación 
de fuerzas y cuplas. 
De todas formas, se mantiene la característica de una 1x preponderante y una 
correspondencia de la diferencia de fase para la ubicación de los sensores a 
90º, tendrán una diferencia de fase de 90º. 
Una de las características de todo fenómeno de desbalanceo es que la fase se 
mantiene estable. Una inestabilidad en la misma, inducirá a sospechar de la 
presencia de resonancia. 
 
Desbalanceo en un equipo acoplado con iguales RPM. 
 
Si un motor esta acoplado a un equipo impulsado con algún acople, cualquiera 
de los dos equipos que este desbalanceado, transmitirá el fenómeno al otro a 
través del acople, o la misma fundación. 
Los espectros definirán la 1x como preponderante pero hay que tomar las 
siguientes precauciones: 
 
a) Se deberá hacer un análisis de fase a 90º de cada punto para verificar 
hasta dónde se cumple esa diferencia que asegura desbalanceo. 
b) Es necesario evaluar la rigidez del sistema: motor-equipo impulsado. A 
similares condiciones, es probable que los mayores valores indiquen la 
fuente. Para esto es necesario hacer un perfil de vibraciones del 
bastidor, ya que si se transmite a través de este, se debera evaluar la 
rigidez del sistema. 
c) En el caso de que el acople esté introduciendo el desbalanceo, se 
deberá hacer un análisis de fase entre los horizontales y verticales a 
ambos lado del manchón. En caso que la diferencia de fase arroje 
aproximadamente cero, es probable que esta pieza esté introduciendo el 
desbalanceo. En el caso que el desbalaceo sea transmitido a través del 
manchón., la diferencia de fase de estas mediciones tenderá a 180º. 
 
Desbalanceo en rotores en voladizo 
 
Los ventiladores en voladizo, son muy comunes en la industria. Estos tienen 
aspectos particulares que se deben tener en cuenta. 
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Si se observa la Fig. 6-3, supongamos que existe un desbalanceo en el plano 
B. Cuando el punto pesado se encuentre en la parte inferior, producirá sobre el 
apoyo 1 un movimiento opuesto por el brazo de palanca, apoyada en 2. 
 
 
 
Fig. 6-4 
 
Además, la deformación del eje, permite que haya una descomposición de la 
fuerza en el sentido axial, lo que genera vibraciones en esa dirección con la 
frecuencia de giro. Esto se puede comprobar, si tomamos fase como lo indica 
la Fig. 6-4, la diferencia será nula (coincidencia del movimiento). 
En función de estas particularidades, en estos casos hay que tomar las 
siguientes precauciones: 
 
a) La influencia del plano A es sobre el apoyo 2 y la del plano B, sobre el 1, 
invertida 
b) Verificar si coinciden la fase de las componentes axiales. 
c) En el caso de balaceo in situ, si la relación ancho/diámetro es menor a 
0,5 es probable el balanceo en un plano. Preferentemente elegir el plano 
A, midiendo en el apoyo 2. En algunos casos las cuplas son muy 
elevadas y hay que recurrir al método en 2 planos. 
 
 
Balanceo in situ de rotores rígidos 
 
Los colectores de datos SEMAPI, cuentan con un sistema automático de 
balanceo para uno y dos planos: 
 
Balanceo en 1 plano: 
 
Para rotores delgados, como el indicado en la Fig. 6-5, es posible realizar la 
corrección con el método de 1 plano. 
Estos procedimientos cuentan con una serie de pasos a seguir, que luego son 
archivados a modo de informe con la medición inicial, cálculos efectuados y la 
vibración final, la secuencia es la siguiente: 
 
 
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a) Medición del espectro de la condición original 
b) Carga de la cantidad de paletas, si se trata de un ventilador. 
c) Medición de amplitud y fase desbalanceado 
d) Medición con peso de prueba. Esto permite excitar al sistema con un 
vector conocido, que será clave en el cálculo vectorial. 
 
 
 
 
Fig. 6-5 
 
e) Luego de estos pasos, el colector da la información de la cantidad y 
ubicación del peso de corrección. Si es necesario mejorarlo se pueden 
realizar correcciones sucesivas. 
f) El sistema permite comparar con la norma ISO de desbalanceo residual. 
Si se llegaron a valores satisfactorios, se da por finalizado el balanceo 
g) Si se hubiesen colocado más de un peso de corrección, el sistema dá la 
información de un único peso que reemplace a ellos. 
h) Toma de espectro final para completar el informe. 
 
Balanceo en 2 planos. 
 
 
 
 Fig. 6-6 
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Revisión 2009 9 
 
 
 
Este balanceo se realiza con 2 sensores midiendo al mismo tiempo, con lo que 
se reduce el tiempo de balanceo y se disminuyen los errores de cambio de 
posición del sensor cuando se realiza con un solo canal. 
El procedimiento es similar al de 1 plano, solamente necesita un paso más, ya 
que el peso de prueba se coloca en el plano 1 y luego, en el plano 2. 
 
Balanceo de rotores flexibles: 
 
A velocidades altas de rotación no se puede considerar al rotor como un 
sistema rígido; si la velocidad de rotación es mayor que el 50% de su primera 
velocidad crítica se dice que el rotor es flexible. 
En este caso la distribución axial de desbalanceo tiende a excitar diferentes 
formas modales del rotor dependiendo de la velocidad del mismo y la forma y 
rigidez del soporte. 
 
 
Fig. 6-7 
 
En un rotor flexible, puede balancearse en dos planos para una sola velocidad 
y si se le saca de ese régimen se desbalancea nuevamente. 
En máquinas como turbinas de gas, que operan generalmente por encima de la 
1ra crítica, los balanceos en taller no son suficientes (balanceo rotor rígido), ya 
que cuando alcanza las rpm de régimen la máquina se desbalancea, entonces 
habrá que corregir el balanceo para esta condición. Al lograrlo haremos que al 
pasar por la crítica los valores aumentan considerablemente ya que en estas 
condiciones se ha desbalanceado nuevamente. Como primera medida, se 
recomienda una vez con temperatura estabilizada entoda la máquina, 
aumentar rápidamente las rpm hasta llegar a las de trabajo, utilizando el mismo 
criterio para la parada de la máquina. 
 
De todas formas existen dos métodos para proceder a la corrección que sea 
válida para antes y después de las velocidades críticas, ellos son: 
 
a) Método de más de dos planos de balanceo: Los rotores de turbogenerador, 
se fueron haciendo cada vez más largos, delgados y de mayor rpm, con lo que 
se concentra notablemente potencia. Estos operan entre sus segundas y 
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terceras velocidades críticas, siendo el balanceo en dos planos insuficiente 
para asegurar un funcionamiento razonable en todo el rango de velocidades de 
funcionamiento. 
Este método de balanceo consiste en elegir, según las flechas máximas que 
tomará el rotor tantos planos adicionales como deformaciones máximas tenga 
el rotor. 
De todas formas, si queremos disminuir los momentos internos del rotor y 
suavizar al máximo, en el balanceo se deberá elegir “m” planos, obteniendo 
ecuaciones vectoriales que determinarán las correcciones necesarios en cada 
uno de ellos. 
 
b) Método de balanceo modal: Otra técnica de balanceo en estos casos 
consiste en realizar una secuencia de operaciones de balanceo en la vecindad 
de cada velocidad crítica (que estén por debajo de la velocidad de trabajo), 
pero lo suficientemente alejado para que se mantenga estable la fase 
(variación de 180° al pasar por una velocidad crítica). 
El procedimiento resulta satisfactorio cuando la velocidad de servicio es menor 
que el 50% de la próxima crítica. De estar más cercano a ella será necesario 
un balanceo en la misma. En cada velocidad se introducen masas de 
corrección en planos seleccionados de modo que la cantidad de balanceo 
introducida en un modo no desbalancee a los anteriores. 
 
 
Fig. 6-8 
 
 
Para corregir el primer modo se usa una masa de corrección M localizada en el 
centro Fig.6-8 y dos masas M/2 a 180° y en posiciones adyacentes a los 
cojinetes a fin de no afectar el balanceo en la condición de rotor rígido. 
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El valor de M queda determinado como aquel que produce una reducción a 
cero de los momentos flectores de cada modo; es decir que logramos en cada 
plano deformación cero. 
Luego de logrado esto balanceamos el rotor a su velocidad de trabajo como si 
se tratara de un rotor rígido balanceado en dos planos (ya descripto). 
En la figura se muestra también la solución del segundo modo. 
 
Conclusiones: 
 
1) Ambos métodos son eficaces para la corrección del balanceo según se 
deforme el eje por efecto de pasar por velocidades críticas (ejes flexibles). 
 
2) El método de más de dos planos tiene la ventaja operativa que se puede 
efectuar en la balanceadora con adecuado acceso a todas las partes del rotor, 
ya que este esta descubierto. En cambio en el método de balanceo modal 
también hay que llegar al centro del rotor y esta operación con la máquina 
montada resulta ser imposible o excesivamente dificultosa. 
 
3) Se recomienda por lo tanto el método de balanceo en varios planos con una 
corrección a régimen de funcionamiento. 
Esta será pequeña y no afectará significativamente al resto de las rpm que 
funcione la máquina, si la cantidad y ubicación de los planos de balanceo 
fueron correctamente seleccionados. 
 
 
VIBRACIONES DEBIDO A DESALINEACION 
 
El problema de desalineación es casi tan común como el de desbalanceo, y la 
razón es simple. A pesar de los cojinetes “auto-alineantes” y acoplamientos 
flexibles, es realmente difícil alinear dos ejes de modo que no existan fuerzas 
que originen vibraciones. En la Fig.6-9 se ilustran los tres posibles tipos de 
desalineación que se presentan: 
 
a) Paralelos; la línea de los ejes son paralelas pero desplazadas una con 
respecto a la otra. 
b) Angular; la línea central de los ejes se encuentra formando un ángulo 
c) Una combinación de ambas. 
 
 
Fig. 6-9 
 
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Un eje flexionado actúa de manera muy similar a una desalineación angular, de 
modo que sus características de vibración se incluyen con la desalineación. 
La desalineación, aún con acoplamientos flexibles, da lugar a componentes de 
fuerza tanto en la dirección radial como axial dando origen a vibraciones en 
ambos sentidos. Esto es también cierto aún cuando la desalineación se 
encuentre en los límites de “flexibilidad” del acoplamiento. 
La magnitud de las fuerzas y por tanto de la vibración crece con la 
desalineación. La característica más significativa de una vibración es que se 
presenta tanto en la dirección radial como axial. Esta es la razón por la cual se 
toman lecturas en la dirección axial. 
Hay en la industria una alta concientización de la importancia de mantener esta 
variable, dentro de parámetros admisibles. Los equipos con medición láser han 
facilitado esta tarea. 
Cuando esta anormalidad esta presente, no solamente afectará la vida útil del 
acoplamiento en sí, también habrá una sobrecarga sobre los cojinetes. 
Para el correcto diagnóstico hay que tener en cuenta los siguientes aspectos: 
 
a) La desalineación provocará vibraciones radiales y axiales. (excepto en la 
desalineación paralela donde pude haber solamente radiales). 
Si bien la dirección axial es una característica importante, no es 
definitiva, ya que hay otros fenómenos que se manifiestan de la misma 
manera (ejes curvados, cojinete desalineado con el eje, desgaste en 
acoples dentados, resonancias, etc.) 
b) La mayor característica del espectro es que presenta componentes 1x, 
2x, y 3x. 
c) Análisis de fase: esta es la mejor herramienta para el estudio del 
comportamiento del acople. Es conveniente realizar este análisis en las 
tres direcciones ya que permite determinar cuál es el movimiento en el 
espacio de ambas partes acopladas. 
d) Identificación del cojinete de empuje. Todo eje esta soportado en la 
dirección radial en 2 puntos, sin embargo en la dirección axial en uno 
solo, ya que hay que posibilitar que el eje se dilate libremente. 
“Todo el análisis de fase, hay que realizarlo sobre este cojinete, 
aunque no sea el más próximo al acople” 
 
Desalineación angular: 
 
En la Fig. 6-10, se muestra el espectro y la fase en la dirección axial. Ambas 
mediciones son suficientemente representativas para lograr un diagnóstico 
seguro. 
Las principales características de la desalineación angular son: 
a) Presenta altas vibraciones axiales en 1x, 2x y 3x. 
b) Cuando la amplitud de las componentes espectrales 2x ó 3x en la 
dirección axial es superior a un 50 % de la 1x, también en axial, es un 
indicio importante de desalineación angular. 
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c) Si se observa la Fig. 6-10, suponiendo de que el empuje esta en el 
primer cojinete, a ambos lados en la dirección axial la fase será opuesta. 
 
 
 
Fig. 6-10 
Esto significa que en el giro ambas partes del acople se acercan o alejanal mismo tiempo. 
 
Desalineación paralela: 
 
En la Fig. 6-11 se muestra el espectro y fases característicos. 
 
 
 
Fig. 6-11 
 
Sus características, son: 
 
a) Como se trata de que un eje esta paralelo, pero normalmente con 
diferencia en altura. Suponiendo que este sea el caso, lo que sucede 
que de un lado tira hacia arriba, y en el otro se tiende a quedar abajo 
(fuerza hacia abajo). Por lo tanto, si medimos la diferencia de fase en la 
dirección radial como lo indica la Fig. 6-11, ésta será de 180º. 
b) Las componentes espectrales en una desalineación paralela aparecerán 
generalmente con un valor de 2x que excede el 50 % de 1x. En 
particular estas relaciones dependerán de cada tipo de acoplamiento. 
 
Cojinete desalineado 
 
Cuando un rodamiento o cojinete de deslizamiento están cruzados, pueden 
causar altas vibraciones. Fig. 6-12 
 
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Fig.6-12 
 
Las características de esta anomalía son las siguientes: 
 
a) Altas valores en la dirección axial tanto en 1x y 2x 
b) El rodamiento cruzado, producirá una vibración cruzada, por lo que la 
diferencia de fase en puntos opuestos de la dirección axial, será 180º, 
como se ve en la Fig. 6-13 
 
 
 
 
Fig. 6-13 
 
 
 
FALLAS EN ACOPLAMIENTO 
 
La función de los acoplamientos es absorber la desalineación residual entre 
dos equipos acoplados. Esa absorción dependerá de las características de 
cada acoplamiento, que de por si, son muy diferentes. 
Ese esfuerzo cíclico que se repite en cada vuelta de la máquina, afectará la 
vida útil de éste. La evidencias de ese deterioro, dependerá de las 
características constructivas. 
 
Acoplamientos flexibles 
 
Posibles defectos: 
 
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a) Deformación 
b) Fisuras 
c) Desprendimiento de material. 
 
La forma de evidenciarse estos problemas, son con un aumento en la 
componente de desbalanceo en la zona del acoplamiento. 
Esto se puede comprobar con una medición de fase, generalmente estos 
problemas son visibles, por lo que es conveniente verificarlo con una luz 
estroboscópica, sincronizada con las RPM de la máquina. 
 
 
Acoplamientos dentados 
 
Este tipo de acoplamiento, presenta las siguientes particularidades: 
 
a) Los engranajes, no trabajan como un engrane, ya que ambas mitades 
giran al mismo tiempo, como se ve Fig. 6-14, de tal forma que no valen 
las leyes para éstos. 
b) Tienen una gran capacidad de absorber desalineaciones angulares, ya 
que no ofrece resistencia en la dirección, por lo tanto no habrá 
componentes de vibraciones en esas direcciones. Todo esto es válido si 
la condición de lubricación es la adecuada, ya que si hay desalineación, 
habrá un movimiento relativo de las superficies de contacto. 
c) Cuando se incrementa el par transmitido, varía la rigidez del acople y 
cuando existen diferencias entre la rigidez de ambos equipos acoplados, 
es posible que se modifiquen las frecuencias naturales de los equipos 
acoplados con la variación del par transmitido. Esto pude provocar algún 
fenómeno de resonancia. 
 
 
Fig. 6-14 
 
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Fallas frecuentes: 
 
Bloqueo 
Cuando la fuerza provocada por la fricción entre los dientes, es superior a la 
fuerza aplicada, normalmente asociada a una falla de la lubricación, el acople 
se bloquea, esto producirá un aumento de las componentes de desalineación, 
especialmente en la dirección axial. 
 
Desgaste 
Si la falla la lubricación no bloquea, comienza el desgaste de las superficies de 
contacto. Ese desgaste, se manifestará como armónicos de 1x en la dirección 
axial, (hasta 5ª ó 6ª armónica). Los valores de estas componentes, 
normalmente son muy bajos por lo que requieren especial atención. 
 
 
EJE CURVADO 
 
Existe En la bibliografía un error conceptual en este tema. Normalmente se 
afirma que la principal evidencia de eje curvado será que las fases sean 
opuestas en ambos apoyos de los rodamientos, tal como si el eje estuviera 
flexionando, como se indica en la Fig. 6-15 
 
 
 
 
Fig. 6-15 
 
Esta suposición es incorrecta porque en la dirección axial solamente un apoyo 
estará soportando el empuje. El otro necesariamente debe ser libre para 
permitir la dilatación del eje. 
Lo que se recomienda es hacer un análisis de fase en el soporte que 
efectivamente esta soportando la fuerza axial, como se indica en la Fig. 6-16. 
 
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Fig. 6-16 
 
Aquí se aprecia que las fases son opuestas a ambos lados del apoyo, como 
consecuencia de la curvatura del eje. En cambio en la Fig. 6-17 se muestra un 
soporte funcionando correctamente. 
 
Fig. 6-17 
 
 
TRANSMISIÓN POR CORREAS 
 
 
La presencia de vibraciones en este tipo de transmisiones, es muy frecuente. 
Esto se fundamenta en la creencia de que una correa es un elemento 
sumamente flexible, con posibilidades de absorber cualquier magnitud de 
desalineación. Esto esta muy alejado de la realidad. 
De por si, aunque mecánicamente todo este perfecto, para que no resbale la 
correa, hay que montarla con una adecuada tensión, esto producirá un 
esfuerzo sobre los rodamientos. Un exceso de esa carga, repercutirá en una 
disminución de su vida útil. 
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BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 18 
 
 
 
 
Fig. 6-18 
 
En la Fig. 6-18 se pueden apreciar las componentes espectrales frecuentes en 
este tipo de transmisión. 
Es recomendable, en la medición de rutina, tomar los valoras en la dirección de 
las correas y en la perpendicular a ésta. 
Los principales problemas que se presentan son: 
 
Correas flojas o gastadas 
 
Para encontrar la frecuencia de giro de la correa, construimos una 
circunferencia con el largo total de la correa. Esta tendrá la misma velocidad 
tangencial que las poleas, y a partir de allí se deducen los parámetros de su 
rotación. Como el diámetro será mucho mayor que cualquiera de las correas, la 
frecuencia de giro será menor. 
En la Fig. 6-19 se puede ver este fenómeno. Obsérvese que aparecen también 
armónicos de la frecuencia de las correas. 
En transmisiones en V, como hay varias correas, se produce un acople y 
desacople permanente de estas componentes, ya que están muy próximas en 
frecuencia, con lo que resulta que estas componentes son muy inestables, 
pudiendo en un determinado instante, hasta anularse. 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 19 
 
 
 
Fig. 6-19 
 
Polea excéntrica 
 
Esta anormalidad es muy frecuente enla industria. El principal motivo es la 
comodidad de lograr el ajuste con algún prisionero. En estos casos es 
frecuente dar un ajuste suave de la polea sobre el eje. Cuando se ajusta el 
prisionero sale del centro la polea. 
 
 
 
Fig. 6-20 
 
En la Fig. 6-20 se tipifica esta anormalidad, y tendrá las siguientes 
características: 
 
a) La frecuencia preponderante en ambos equipos, será la de la polea 
excéntrica, en dirección radial. 
b) La dirección de mayor amplitud corresponderá a la dirección de las 
correas 
c) La diferencia de fase con los sensores ubicados a 90º tenderá a cero. 
 
 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 20 
 
 
Desalineación de las poleas 
 
Esta anormalidad se manifestará en la dirección axial y la frecuencia será la de 
la polea conductora o conducida, como se indica en la Fig. 6-21 
 
 
 
 
Fig. 6-21 
 
 
 
 
 
SOLTURA MECÁNICA 
 
Esta anormalidad presenta varios tipos de soltura, muy diferenciados en su 
comportamiento y de naturalezas muy distintas, como se ilustra en la Fig. 6-22 
: 
 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 21 
 
 
 
 
 
Fig. 6-22 
 
 
 
A continuación se analizan cada tipo por separado: 
 
Soltura de la base o debilidad estructural 
 
Cuando se presenta este tipo de falla, la fundación es incapaz de absorber las 
vibraciones y amplificará el problema o la excitación que este presente. 
Habitualmente, aparece en el espectro la componente de 1x amplificada lo cual 
podría inducir a un error en suponer que el desbalanceo es la causa raíz del 
problema, cuando en realidad este podría estar en valores admisibles. 
El origen de estos problemas podrían ser bulones de sujeción flojos, grouting 
deteriorado, soltura entre el bastidor y el concreto. 
Por esta razón es que cuando están presentes componentes de 1x ó 2x es 
interesante asegurarse un correcto funcionamiento de la fundación para no 
llegar a un diagnóstico errado. Para esto es necesario realizar mediciones de 
amplitud y fase tanto en los soportes como en las diferentes partes de la base. 
Las verificaciones necesarias son las siguientes: 
 
a) En el caso que haya una dirección donde se manifieste la vibración en 
mayor medida, se debería realizar un perfil de vibraciones en los puntos de 
discontinuidad: pata, bastidor, grouting, hormigón. 
b) Siempre que haya una 1x importante y antes de diagnosticar un 
desbalanceo, es necesario realizar un análisis de fase en el soporte de 
cojinete con lecturas fase de sensores a 90º. La diferencia de fase debería 
ser 90º ± 30º. 
Si esta ley no se cumple, y por el contrario, la vibración es altamente 
direccional, como resultados cercanos a 0º ó 180º, antes de orientar el 
diagnóstico hacia desalineación u otros problemas, es necesario analizar el 
comportamiento de la fundación en su conjunto con mediciones de amplitud 
y fase. 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 22 
 
 
 
Fig.6-23 
 
En la Fig. 6-23, se puede apreciar el comportamiento inadecuado de la sujeción 
del bastidor a la base de concreto. 
Para las mediciones sobre la base: bulón, pata, bastidor y cemento, los valores 
de amplitud y fase de 1x deberían ser muy semejantes. 
Cualquier discontinuidad de los valores o fases invertidas como el ejemplo, 
indican discontinuidad. 
Este procedimiento permite identificar si el problema es de la fundación y qué 
parte de la misma hay que reparar. 
Para visualizar el por qué de la segunda armónica en el caso de base suelta, 
se desarrolla en la Fig.6-24 la secuencia de una revolución del eje. 
 
Fig. 6-24 
 
En la Fig.A el punto pesado del manchón está en posición equivalente a las 
6:00 hs. donde la fuerza de desbalanceo está hacia abajo. 
Esto tiende a forzar al cojinete hacia abajo contra el pedestal. En B el manchón 
ha rotado a las 12:00 y la fuerza de desbalanceo resultante está hacia arriba. 
Esta fuerza tiende a “levantar” al cojinete de su pedestal. En C el manchón ha 
rotado a la posición 3:00, y en la misma la fuerza hacia arriba es cero. Por lo 
tanto, el cojinete simplemente cae hacia el pedestal. 
Como vemos ésta acción se produce dos veces por revolución del eje, una por 
la fuerza de desbalanceo y la otra por la acción de caída del cojinete al 
pedestal. Luego, la frecuencia de vibración es 2 x rpm. 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 23 
 
 
Naturalmente, dado que siempre es posible encontrar un juego inherente en 
toda máquina es normal encontrar en un espectro la frecuencia de 2 x rpm 
cuando haya desbalanceo o desalineación presentes. 
En el caso de el tipo de sujeción de cojinetes de la Fig. 6-25, un aflojamiento de 
los bulones que soportan el cojinete, introducirán altos valores 1x en la 
dirección axial, como si se tratara de un problema de desalineación. 
 
 
Fig. 6-26 
 
Las verificaciones a realizar en estos casos son idénticas a la Fig. 6-23 con 
amplitud y fase para visualizar cual es el movimiento de cada parte para 
determinar si hay alguna discontinuidad en los soportes. 
 
Soltura por oscilación de soporte agrietado 
 
La característica de esta anormalidad, es que se manifiesta en 2x y en 
dirección radial. No se considera un problema frecuente. 
La causa más común es la fisura en la estructura o soporte del rodamiento. 
Para la detección deben considerarse los siguientes aspectos: 
a) Amplitudes erráticas 
b) La amplitud de 2x debería ser considerablemente menor a la 1x (más del 
50%) 
c) Descartar mediante la medición de fase de un fenómeno de 
desalineación. 
d) Realizar un perfil de amplitudes y fase para detectar discontinuidad. 
 
Soltura por pérdida de ajuste 
 
La detección temprana en equipos rotativos de este problema es de suma 
importancia, ya que puede desencadenar una falla catastrófica. Esto se 
produce cuando: 
 
a) Se suelta rodamiento y gira la parte interna sobre el eje. 
b) Se afloja el rodamiento en el alojamiento de la pista externa. 
c) Se afloja el manguito cónico 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 24 
 
 
d) Se afloja el rotor en el eje. 
 
La característica más notable de este problema, es la aparición de múltiples 
armónicas de la velocidad del eje. 
En la Fig. 6-26 se puede apreciar un espectro característico de esta 
anormalidad. La parición de componentes en 0,5x y 1,5 x puede evidenciar un 
agravamiento del problema, aunque no necesariamente aparecerán en todos 
los casos. 
Lo definitivo y repetible es que aparecerán componentes 4x, 5x, 6x, etc. Y esta 
es la principal característica. 
 
 
Fig. 6-26 
 
En general, es muy probable que existan componentes de 1x, 2x y menos 
frecuente 3x por diversos problemas de montaje. En cambio la aparición de las 
componentes espectrales a partir de 4x, definen por si solas, la existencia de 
una pérdida de ajuste o solturamecánica. 
 
VIBRACIONES EN COJINETES A DESLIZAMIENTO 
 
Este tipo de cojinete tiene como característica el hecho que el muñón queda 
suspendido en una cuña de aceite. En la Fig. 6-27 se muestra un cojinete 
típico. 
 
 
Fig. 6-27 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 25 
 
 
 
Lo fundamental en este tipo de apoyo es la estabilidad del eje. Para la 
evaluación de ésta, es necesario el estudio de la excentricidad del cojinete. Se 
entiende por esto a la proyección entre la línea del centro del cojinete y el 
centro del eje, como se ilustra en la Fig. 6-28 
 
 
 
Fig. 6-28 
 
La línea cortada que pasa por ambos centros define la línea de centros. Esto 
nos permite conocer el ángulo de posición que es el ángulo formado entre el 
vector de carga (vertical) y la línea de centros. 
La estabilidad del eje depende de la excentricidad y el ángulo de posición. 
Cuando la velocidad aumenta o disminuye la carga, aumenta el ángulo de 
posición disminuyendo la estabilidad del cojinete. 
Inestabilidad: cuando un cojinete no puede ejercer una precarga suficiente para 
mantener el eje de rotación en una posición estable. 
Las condiciones de diseño del cojinete y las propiedades del lubricante son los 
aspectos que dominan esta condición de inestabilidad. 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 26 
 
 
Cuando se presente esta anormalidad, aparecerán en el espectro componentes 
subsincrónicas entre el 55 % y el 35 % de la velocidad de giro y generalmente 
inestables, denominado oil whirl. 
Las máquinas que están montadas sobre una estructura o fundación muy 
rígidas normalmente poseen una amplitud ligeramente superior en la dirección 
horizontal. En muchos casos cuando la amplitud de la vibración en la dirección 
vertical aparece inusualmente alta comparada con la horizontal, la causa es 
excesivo rozamiento en el cojinete. 
Es muy importante conseguir las condiciones que permitan una adecuada 
sustentación. Esta es una condición ideal ya que no existe posibilidad de 
desgaste y el rozamiento en el apoyo tiende a cero, con lo que se asegura una 
vida útil sumamente elevada. 
 
 
Detección del desgaste en cojinetes 
 
Para el seguimiento de este tipo de máquinas, hay que tener mucha precaución 
ya que una vez evidenciado un problema de desgaste, es muy difícil predecir el 
tiempo de funcionamiento seguro., por lo que las alarmas de las componentes 
espectrales deben estar muy sensibles. 
En la Fig. 6-29 se muestra la evolución de un desgaste de cojinete. Una gran 
incógnita en este tipo de falla es la adherencia del metal blanco al casquillo del 
cojinete, ya que cuando comienzan los golpes cíclicos por falta de 
sustentación, frecuentemente se fisura el material y pude desprenderse. 
 
 
 
 
Fig. 6-29 A 
DIAGNOSTICO I: 
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Fig. 6-29 B 
 
En el proceso de deterioro ilustrado en la Fig. 6-29 , vemos que en condiciones 
normales se presentara 1x, 2x y muy baja la 3x (A). Cuando comienza el 
desgaste, aparecen componentes que evidencian la inestabilidad con la 
aparición de una subarmónica del orden de la mitad del giro e intermedias. 
Posteriormente se nota un aumento de la 1x por la pérdida del centro y 
aumento en la cantidad de armónicas. (B) 
 
 
Oil whirl (batido de aceite) 
El oil whril es la causa más común de inestabilidad de cojinetes hidrodinámicos. 
En condiciones normales, el aceite fluirá alrededor del muñón para lubricar y 
extraer calor. Para lograr esto, es necesario, darle una determinada presión así 
permite desarrollar una velocidad (del aceite) alrededor del 50% de la velocidad 
tangencial del muñón. 
En la Fig. 6-30 se muestra la posición del eje en el alojamiento. En condiciones 
normales de operación, el eje de la máquina se elevará ligeramente hacia un 
lado del cojinete tal como se muestra. Esta elevación depende de las rpm del 
eje, del peso del rotor y la presión de aceite. El eje, trabajando excéntricamente 
respecto del centro del cojinete arrastra aceite 
 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 28 
 
 
 
Fig. 6-30 
 
hacia una cuña produciendo una película presurizada que se comporta como 
una carga. Si la excentricidad del eje dentro del cojinete se incrementa 
momentáneamente respecto a su posición de equilibrio, quizás debido a una 
sobre tensión violenta, carga rápida externa, golpe o cualquier otra condición 
transitoria, inmediatamente se bombea una cantidad de aceite adicional para 
llenar el espacio vacío que deja el eje, incrementando de esta manera la 
presión de carga de la película de aceite. Esta fuerza adicional desarrollada por 
la película de aceite puede conducir al eje a realizar un movimiento de 
oscilación (whirl) alrededor del cojinete. En la Fig. 6-31 se muestra este 
fenómeno. 
 
 
 
 
Fig. 6-31 
 
Si el amortiguamiento es suficiente el eje volverá a su posición normal en el 
cojinete, de otro modo continuará con ese movimiento. 
El problema de batido de aceite se atribuye normalmente a un diseño 
inapropiado del cojinete. Sin embargo a veces suele ocurrir debido a causas 
tales como incremento en la presión de aceite o cambio en la viscosidad. 
Siempre que se encuentre este fenómeno, una corrección temporaria se puede 
realizar cambiando la temperatura del lubricante. 
A fin de reducir aún más la posibilidad de este fenómeno suelen construirse 
configuraciones especiales de cojinetes a deslizamiento como los mostrados 
en la Fig. 6-32 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
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Revisión 2009 29 
 
 
. 
Fig. 6-32 
 
El cojinete con ranuras axiales suele estar limitado en aplicaciones de poca 
carga tales como los usados en turbinas ligeras de gas. El cojinete de tres 
lóbulos mejora la estabilidad contra el batido, y las tres superficies lobuladas 
generan una presión que actúa hacia el centro del eje. El cojinete de anillos 
inclinados suele ser una elección común en máquinas industriales de alta 
velocidad. De manera similar a los lobulados, cada segmento desarrolla una 
presión de aceite que tiende a centrar el eje hacia el centro del cojinete. 
En ocasiones, una máquina que trabaja de manera totalmente estable puede 
presentar signos de vibración por batido de aceite. Esto puede ocurrir si una 
fuente externa transmite vibración a la máquina a través de la fundación o por 
conductos de fluido. Si esta vibración de “fondo” ocurre a la frecuencia 
correspondiente a la del batido, este se producirá. Esta condición se conoce 
como “batido excitado externamente”. 
Otro tipo de problemas que se encuentran en máquinas equipadas con 
cojinetes a deslizamiento es denominado “batido resonante”. En muchos 
aspectos es similar al batido de aceite excepto que ocurre en rotores que 
operan por encima de su primera velocidad crítica, y la frecuencia de lavibración es siempre igual a la velocidad crítica del rotor. 
Por ejemplo, si un rotor opera a 3.600 rpm y posee una velocidad crítica en 
2.200 rpm., este tipo de vibración aparece en 2.200 rpm. Esta vibración no 
tiene las características de las producidas por batido de aceite. Sin embargo, 
para máquinas que operan por encima o cerca de su segunda crítica la 
frecuencia de resonancia puede coincidir con la de batido de aceite dando lugar 
a un problema complejo y severo de vibración. 
Cuando estamos ante una condición de resonancia, la solución usual es 
incrementar el amortiguamiento en los cojinetes lo cual puede hacerse 
cambiando por un cojinete a deslizamiento especial (por ejemplo del tipo de 
anillos). 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 30 
 
 
El proceso normal de desgaste de un cojinete de deslizamiento, origina un 
aumento de la 1ra armónica (RPM de giro), lo que induciría a pensar que se 
trata de un desbalanceo. 
Esta anormalidad se genera al disponer de un mayor espacio para la sujeción 
del eje, éste no mantiene estable su eje principal de inercia, describiendo una 
pequeña rotación que se manifiesta como un aumento de desbalanceo. Este 
fenómeno tiene la característica de inestabilidad de la fase. 
Cuando el desgaste es excesivo el eje comienza a golpear cíclicamente al 
cojinete, produciendo armónicas (normalmente hasta 5a o 6a). Como el equipo 
rotativo no esta diseñado para funcionar con golpes (esfuerzos puntuales 
elevados), cuando se detecta esta condición hay que reparar en el menor 
tiempo posible, independientemente de la posición en las normas de severidad. 
 
ROZAMIENTO DE ROTORES 
 
El rozamiento de un rotor con la parte fija, es una anormalidad sobre la que 
puede desencadenarse una avería catastrófica. Los casos más comunes son: 
 
a) Desgaste excesivo de cojinete de deslizamiento. 
b) Anillos de rendimiento en bombas centrífugas. 
c) Alabes contra difusores. 
d) Rotor y estator en motores eléctricos. 
 
El proceso habitual es el comienzo por un pequeño roce que va acompañado 
por aumento localizado de temperatura, lo que puede producir, según la 
gravedad en deformación del eje. 
En la Fig. 6-42, se puede observar un proceso de roce agravado, donde el 
movimiento del eje se ve limitado por el roce mismo, deformando la onda, lo 
que da origen en el espectro a componentes subsincrónicas e intermedias de 
las armónicas producidas por el impacto. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Fig. 6-33 
 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 31 
 
 
 
Cuando el roce es continuo, no se produce esta deformación de la forma de 
onda. En este caso aparecerán componentes de mayor frecuencia y aleatorias 
(no armónicas de las RPM del eje), amplificadas en la medición de aceleración. 
La ubicación del rango espectral, dependerá de las características de los 
materiales: rigidez estructural, dureza, rugosidad, etc. 
 
VIBRACIONES EN MOTORES ELECTRICOS 
 
Las fuerzas electromagnéticas que se generan en el funcionamiento de los 
motores eléctricos, actúan sobre el rotor simultáneamente con las de origen 
mecánico y ambas se transmiten a través de los apoyos a los soportes de 
cojinetes. En esta sección se analizarán las características espectrales de los 
fenómenos eléctricos para poder separarlos de los mecánicos, con la medición 
de vibraciones. Se expondrán las características desde este punto de vista de 
los distintos problemas presentes. 
De todas formas, el diagnóstico eléctrico final se realiza con una técnica más 
específica para estos casos: medición del espectro de corriente de 
alimentación. El software de Semapi, cuenta para la aplicación de esta 
herramienta con diagnóstico automático. 
 
El diagnóstico está basado en dos principios: 
 
1) El motor es una máquina rotante, sujeta a todos los problemas de las 
máquinas de este tipo (desbalanceo, desalineación, fundación, rodamientos 
defectuosos, etc.). 
2) El motor tiene campos magnéticos rotantes. Esto es como tener un “rotor 
fantasma” en la máquina rotando a una velocidad diferente. 
 
Los campos magnéticos en un rotor dan origen a fuerzas radiales así como 
también a un par. Estas fuerzas radiales son proporcionales al cuadrado de la 
corriente (o a la potencia transmitida), e inversamente proporcionales al 
entrehierro entre rotor y estator. Luego, cualquier variación en la corriente o en 
el entrehierro producirá una fuerza desbalanceada. Vueltas estatóricas en corto 
o barras rotóricas rotas, darán origen a una corriente asimétrica, y una 
excentricidad en el rotor originará variaciones en el entrehierro. En la Fig. 6-34 
se muestra esquemáticamente el funcionamiento de un motor de inducción. 
 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 32 
 
 
 
 
 
 
 
 
Fig. 6-34 
 
Todos estos problemas, se evidenciarán en su máxima amplitud cuando el 
equipo este a plana carga. Esto se debe a que las fuerzas electrodinámicas 
varían con el cuadrado de la corriente. 
Este concepto es muy importante, ya que desacoplar el motor y probarlo en 
vacío, no definirá nada. 
La mayoría de los problemas eléctricos tienen la característica de que 
manifiestan con una componente correspondiente a 2 x la frecuencia de línea. 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 33 
 
 
 
Fig. 6-35 
En la Fig. 7-35 se aprecia el porqué de esta característica. Aquí se puede 
apreciar que para una rotación completa del eje el entrehierro menor, pasará 
una vez por el polo norte y otra por el sur, produciendo una componente de 2 
veces la frecuencia de línea. 
La Fig. 6-36 da un criterio de análisis para determinar si el problema esta 
originado en el estator o rotor. 
 
Tipo de 
problema 
Característica. De la 
vibración 
 Causa 
Variac. de entre hierro 
 
Variación de corriente 
 
Estacionario 
 
2 x F línea 
Excentricidad estática. 
Debilidad del soporte 
del estator 
Fallas de alimentación 
al estator 
 
Rotante 
 
1x RPM con 2 bandas 
laterales 
Excentricidad dinámica 
Barras flojas del rotor 
Rotor roto o agrietado 
o corto circuito en 
láminas 
 
Fig. 6-36 
Parámetros eléctricos: 
 
FL = frecuencia de línea (50 Hz ó 60 Hz según el país) 
 
Ns = velocidad sincrónica sin deslizamiento 
 
P = número de polos 
 
 
Ns = 120 FL / P 
 
Polos Ns para 50 Hz. Ns para 60 Hz 
2 3000 3600 
4 1500 1800 
6 1000 1200 
8 750 900 
10 600 720 
12 500 600 
 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 34 
 
 
 
Fs = Frecuencia de deslizamiento 
 
Fp = Frecuencia de paso de polo 
 
Fs = Ns – rpm del rotor 
 
 Fp = № de polos x Fs 
 
 
Como ésta esta muy cerca de alguna armónica mecánica del eje, es necesario 
contar con espectros de alta resolución. 
 
FPB = Frecuenciade paso de barras (№ de barras x FL) 
 
Resolución espectral 
 
Para la poder distinguir la frecuencia sincrónica (Fs) y la segunda armónica en 
el caso de un motor con 2 polos (3000 RPM), es necesario tomar el espectro 
con una adecuada resolución espectral. 
La representación gráfica del espectro esta hecha sobre líneas discretas. Para 
dibujar un pico se necesitan 3 valores (amplitudes) a representar sobre esas 
líneas a modo de “telar” de fondo. 
Tomemos un ejemplo de un espectro de 400 líneas, y un fondo de escala de 
200 Hz: 
 
Separación entre líneas en CPM = 200 x 60 / 400 = 30 CPM 
 
Como necesitaré 3 líneas para definir un pico, la resolución será 
 
Resolución = 30 x 3 = 90 CPM 
 
Esto significa, que el espectro de estas características y el fondo de escala 
elegido no se podrán distinguir componentes con una diferencia en su 
frecuencia de 90 CPM. 
Considerando en este ejemplo, con un resbalamiento razonable, que las RPM 
del motor sean 2985, la 2x será de 5970 CPM. 
La diferencia entre esta componente y la frecuencia sincrónica, será 
 
 
Fs = 6000 – 5970 = 30 CPM 
FP = 2 x 30 = 60 CMP 
 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 35 
 
 
Como en este ejemplo la diferencia entre componentes es menor a la 
resolución (90 CPM) ambas componentes se superpondrán y no se podrán 
diferenciar. 
En cambio si se toma el espectro con 4000 líneas: 
 
Separación entre líneas en CPM = 200 x 60 / 4000= 3 CPM 
 
Como se necesitarán 3 líneas para definir un pico, la resolución será 
 
Resolución = 3 x 3 = 9 CPM 
 
En este caso se podrá diferenciar claramente ambas componentes. Por esta 
razón, es conveniente tomar espectros de 4000 líneas en motores sincrónicos. 
Fig. 6- 37 
 
 A 
B 
Fig. 6-37 
DIAGNOSTICO I: 
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Revisión 2009 36 
 
 
En la Fig. 6-37 A, se muestra un espectro de baja resolución 
correspondiente aun motor de dos polos, donde parecería que la segunda 
armónica estuviera originada por un problema mecánico. 
Sin embargo al tomar un espectro con resolución 4000 líneas, por ejemplo, 
(espectro B) y haciendo un zoom sobre la segunda armónica, se puede 
apreciar claramente definidas: la frecuencia de línea, la 2x y la frecuencia 
de paso de polos. Este espectro corresponde a un rotor excéntrico 
 
 
 
Problemas en el estator 
 
Los problemas originados por problemas en el estator, tienen como 
característica común, que generan una componente significativa de 2 FL como 
se indica en la tabla de la Fig. 6-36 y no genera bandas laterales de frecuencia 
de paso de polo. Estas fallas son: 
 
Excentricidad del estator: 
 
Esta anormalidad produce una brecha de aire diferencial entre el rotor y el 
estator, que genera una vibración altamente direccional, con mayores valores 
(radiales) en la zona de menor distancia, que es donde se producen las 
mayores fuerzas magnéticas. 
La característica más importante de esta anormalidad eléctrica, es que si bien 
aparece la 2FL, no están presentes las frecuencias de paso de polos. 
(Fig.6-38) 
Estas variaciones de distancia, no deberían exceder del 5 %. 
 
 
Fig. 6-38 
 
 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIAS 
 CAPITULO VI 
 
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Revisión 2009 37 
 
 
Láminas en cortocircuito: 
Este problema causa calentamiento localizado que puede distorsionar el 
estator, causando un problema de excentricidad del mismo. 
 
Problemas del rotor 
Los problemas originados en el rotor, tienen la característica de que al estar 
girando el mismo con las RMP del eje, y esto genera además de las 
componentes de 2 veces la frecuencia de línea, bandas laterales 
correspondiéndose con la frecuencia de resbalamiento. Fig. 6-37 B. 
 
Excentricidad del rotor: 
 
Esto se produce cuando el rotor no es concéntrico con su línea de centro y 
produce una diferencia de aire en la rotación: 
 
- Un problema de excentricidad de rotor, puede estar motivado por barras 
en corto circuito, al producir deformación por calentamiento, y una de las 
características de este fenómeno que la vibración irá creciendo 
paulatinamente en los primeros minutos de entrar en servicio. 
- Si se detecta un problema de este tipo, es importante controlar la 
evolución de la componente de corriente y sus bandas laterales. Si el 
espectro se mantiene estable, 
 
Barras de rotor rotas o agrietadas 
 
Esta es una de las más frecuentes fallas detectadas en motores eléctricos. La 
característica más importante es que aparecen bandas laterales de la 
frecuencia de paso de polos en las armónicas mecánicas. 
En la Fig. 6-39, se sintetiza la forma de identificar este problema. Nótese que 
también puede aparecer una componente por debajo de la 1x a un valor de FP. 
 
 
 
Fig. 6-39 
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Barras de rotor flojas 
 
Este fenómeno genera componentes de mediana frecuencia: entre 1 y 3 Khz. 
Como este rango de frecuencia, corresponde a la zona de fallas de 
rodamientos, es conveniente en motores eléctricos, tomar en ambos puntos en 
una dirección radial, al menos un espectro de aceleración de alta resolución. 
La frecuencia corresponderá al producto de las RPM por la cantidad de barras 
del rotor, y se denomina FPB (frecuencia de paso de barras). 
La característica distintiva es que la FPB, y eventualmente alguna 
armónica, están presentes con bandas laterales separadas entre si por 2 
FL. 
En la Fig. 6- 40 se puede apreciar las características de esta anormalidad. 
 
 
 
 
Fig. 6-40 
 
“Todas las fallas descriptas tienen su verdadero valor en diferenciarlas de 
los problemas mecánicos. El diagnóstico de la gravedad del problema lo 
proporciona el análisis espectral de corriente de alimentación al motor.” 
 
Análisis de la corriente del motor y acciones correctivas 
 
Los colectores de datos de SEMAPI, están preparados para procesar la 
información obtenida de una pinza amperométrica instalada en los cables de 
alimentación del motor, mientras éste opera a plana carga. 
El análisis del estado del motor se realiza automáticamente debiendo el 
operador conocer e ingresar los datos pedidos por el sistema. 
Son pocos los datos a ingresar: frecuencia de línea, número de polos y las 
RPM. Este último dato tiene que ser exacto al momento de realizar el análisis, 
para asegurar un diagnóstico correcto. 
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Fig. 6-41 
En la Fig. 6-41 se aprecia la configuración para que el sistema haga el 
diagnóstico, necesitando los siguientes datos: 
 
FL: Se debe seleccionar la frecuencia de línea con la cual opera el motor. 
 
Ns: Se debe seleccionar la velocidad sincrónica del motor, así el sistema será 
capaz de calcular la frecuencia de paso de polo. 
 
 
RPM: el ingreso de las RPM es una factor importantísimo para el resultado 
final de la herramienta, para ello se deberá ingresarlas RPM exactas del 
motor al momento de realizarse el análisis, los elementos que pueden 
utilizarse para ello son tacómetros electrónicos o calcular las RPM de giro por 
medio de una espectro de al menos 4000 líneas y baja frecuencia máxima. 
 
Una vez ingresados todos los datos requeridos por el sistema, las funciones 
automáticas de esta herramienta identificaran en el espectro la frecuencia de 
línea y la frecuencia de paso de polo, calculando la diferencia de amplitud 
entre ellas en Db y mostrando un diagnóstico preciso. 
En la Fig. 6-42 se aprecia el espectro de corriente en escala logarítmica, con 
el que el sistema calcula el estado del motor. 
 
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Fig. 6-42 
 
Dentro del cuerpo de espectro se mostrarán diferentes cuadros, los valores 
de cursores encontrados: 
 
 
 
Y las recomendaciones sugeridas por el sistema según la tabla de tolerancia: 
 
 
 
Por lo general, al activar la función de análisis y condición eléctrica, el 
espectro analizado se puede ver sin Zoom y en escala lineal, pero con 
funciones de Zoom desde el click derecho del Mouse y seleccionando una 
ventana se puede sectorizar la parte donde se encuentran los cursores para 
observar con mas detalles, además para poder mejor la definición de los 
picos mas pequeños contra el mas importante que generalmente coincide con 
la frecuencia de línea, puede activarse la escala logarítmica. 
En la Fig. 6–43 se expone la tabla básica que indica el estado, en función de 
db del cociente entre la componente de la frecuencia de línea y la de paso de 
polos. 
 
 
 
 
 
 
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FL/FP Evaluación de la condición del rotor 
Acción correctiva 
recomendada 
≥ 60 
db 
Excelente. 
 
 
Ninguna. 
54-60 
db 
Buena. 
 
 
Ninguna. 
48-54 
db 
Moderada. 
 
 
Continuar vigilancia sólo 
tendencia. 
42-48 
db 
Se puede estar desarrollando 
grietas en las barras del rotor 
o juntas de alta resistencia. 
 
Reducir intervalos de 
vigilancia y de tendencias. 
36-42 
db 
Probablemente dos barras 
agrietadas o rotas, 
problemas con juntas de alta 
resistencia. 
 
 
Realice ensayos vibratorios 
para confirmar la fuente y 
severidad del problema. 
30-36 
db 
Múltiples barras y anillos 
extremos rotas o agrietadas. 
También problemas de 
anillos extremos y juntas 
partidas. 
 
Reparar rotor. 
≤ 32 
db 
Probablemente problemas 
severos de barras rotos y 
anillos extremos, extendido a 
todo el rotor. 
 
Reparar o reemplazar rotor. 
Fig. 6-43 
 
 
 
VIBRACIONES INDUCIDAS POR EL CAUDAL 
 
Estas vibraciones no están generadas ni por problemas mecánicos ni 
eléctricos. Dependen de las condiciones operativas o de diseño desde este 
punto de vista, y son: 
 
 
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Fuerzas hidráulicas o aerodinámicas 
 
Existe un grupo de máquinas que pueden generar pulsación en el producto al 
que les están cambiando las condiciones de presión y caudal, tales como 
bombas centrifugas, ventiladores, bombas de vacío, produciendo fuerzas 
hidráulicas o aerodinámicas. En general, las vibraciones generadas por este 
proceso no son evidencias de fallas mecánicas. Cuando aparecen se deben 
revisar las condiciones de proceso. Si estas se mantienen en su punto 
adecuado y las vibraciones son estables, no debería provocar esto ninguna 
parada del equipo. 
La frecuencia donde se localizan estas vibraciones la denominamos BPF, que 
es la frecuencia de paso de palas. 
 
BPF = № de palas x RPM del impulsor 
 
 
Fig. 6-44 
En la Fig. 6-44, se representan las componentes de paso de palas, sus 
armónicas y bandas laterales con las RPM del rotor. Si como en la figura, el 
impulsor no esta centrado respecto de los difusores, pueden generar estas 
componentes. Cuanto mayor sea esta desviación aparecerán armónicas de la 
frecuencia de paso de palas. 
 
Turbulencia 
 
Este fenómeno se presenta cuando algo interfiere a la circulación del fluido o 
gases: codos en Angulo recto, cambios significativos de diámetro, 
obstrucciones, etc. 
Aunque este problema, puede generar vibraciones de frecuencias 
relativamente altas, tiene la característica de que aparecerán componentes 
aleatorias por debajo de 1x, como se indica en Fig. 6-45 
 
 
Fig. 6-45 
 
 
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Revisión 2009 43 
 
 
 
Recirculación 
 
Este fenómeno se puede producir en una bomba operando a una capacidad 
baja o una presión de succión demasiada alta (opuesto a la cavitación). En 
estos casos el flujo regresa de la descarga al impulsor, mientras la bomba 
intenta quitar una excesiva cantidad de flujo. Esto produce un caudal en contra 
flujo, causando ruido y vibración. 
Los espectros correspondientes, habrá componentes aleatorias de mediana 
frecuencia, en algunas oportunidades superpuestas con la frecuencia de paso 
de palas. 
En la Fig. 6-46 se representan las características espectrales de este 
fenómeno. 
 
 
Fig. 6-46 
 
 
ACOPLE DE ONDAS VIBRATORIAS 
 
Cuando un equipo se encuentra excitado por dos ondas vibratorias de 
frecuencia muy próxima, se produce el acople de las mismas. Si se dispone de 
un equipo de 2 canales para evaluar las ondas de estas características 
simultáneamente en base tiempo (osciloscopio), y se fija una de ellas en la 
pantalla (trigger), se podrá apreciar como la otra se desplaza lentamente. 
Cuando ambas actúan sobre un equipo, se superpondrán instante a instante, 
sumándose o restándose, en forma gradual según se desplacen. 
En la Fig. 6-47, se puede apreciar un par de ondas de estas características, 
con amplitudes iguales. Se representan una en línea llena y la otra en línea 
punteada. 
 
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Revisión 2009 44 
 
 
 
 
Fig. 6-47 
 
Cuando ambas actúan simultáneamente sobre un equipo, se produce la 
superposición como se indica en la Fig. 6-48. 
 
 
Fig. 6-48 
 
En este caso particular, donde las amplitudes de ambas ondas son iguales, en 
el espectro se apreciará que esa componente aumenta hasta un valor máximo 
y luego decrece a cero. El caso más frecuente es que si bien tienen casi la 
misma frecuencia, las amplitudes de las ondas son similares. 
Un caso muy típico de acople de ondas se produce en transmisiones 
hidráulicas. (Fig. 6-49). En este acoplamiento, esta construido con dos rotores 
que a través de un medio viscoso, uno arrastra al otro. Hay una pequeña 
diferencia de RPM (resbalamiento). Cuando ambos ejes tienen un desequilibrio 
se produce el acople de ambos efectos. Para poder visualizar cuál de ellos es 
el más importante es necesario tomar un espectro de alta resolución con zoom, 
ya que habitualmente la diferencia de RPM es muy escasa. 
 
 
DIAGNOSTICO I: 
BAJAS FRECUENCIASCAPITULO VI 
 
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Revisión 2009 45 
 
 
 
 
Fig. 6-49 
 
También es frecuente encontrar este fenómeno cuando equipos que giran a 
velocidades semejantes se encuentran instalados sobre una misma plataforma 
elástica. Al acople de ondas vibratorias es posible visualizarlo y evaluar cuál es 
el equipo de mayor responsabilidad. Sin embargo, el problema mayor es 
cuando uno de ellos esta parado y recibe la vibración a través de la fundación. 
Es frecuente en estos casos que el excesivo empuje sobre un mismo punto del 
rodamiento, desplace el lubricante y finalmente se deterioren los del equipo que 
no estaba en funcionamiento.