4_Diagnostico de fallas

Vista previa del material en texto

CAPITULO IV 
EL DIAGNÓSTICO DE FALLAS 
Las frecuencias son la l lave del análisis 
Las frecuencias medidas en los alojamientos de cojinetes y ejes de las máquinas son utilizadas 
para orientar el diagnóstico de fallas. Estas vibraciones causadas (excitadas) por fuerzas 
vibratorias (excitantes). En general las frecuencias de las vibraciones medidas son iguales a las 
fuerzas que causan dichas vibraciones. Las fuerzas aumentan por; desgaste de la máquina, 
instalación, fallas o modificación del diseño. Las fuerzas impulsivas algunas veces excitan 
frecuencias naturales que son propiedades del sistema y generalmente nunca cambian cuando 
varía la velocidad de operación de la máquina. Sin embargo, en máquinas que utilizan cojinetes 
planos lubricados con una película de aceite pueden alterar su frecuencia natural al cambiar la 
velocidad de operación. 
La facilidad con el cual una falla puede ser identificada a partir de unos datos de prueba 
confiables es directamente proporcional a la información disponible acerca del diseño de la 
máquina y sus mecanismos, especialmente cuando la misma frecuencia es utilizada para 
identificar las diferentes fallas de las máquinas; por ejemplo, desbalance de masas, soltura y 
desalineamiento. La velocidad de operación es la frecuencia de referencia por las técnicas de 
diagnóstico, las múltiples armónicas de la velocidad de operación se llaman órdenes y las 
vibraciones a otras frecuencias tal como los de fallas de rodamientos, son llamadas no 
sincrónicas. 
 
Técnicas de Diagnóstico de Fallas 
Las técnicas básicas para el diagnóstico de las fallas son; La forma de onda en el tiempo, la 
órbita, el espectro y la fase. Las frecuencias de las vibraciones que se adquieren por 
desplazamiento del eje o por transductores instalados en la carcasa se relacionan con las 
frecuencias conocidas de la máquina (ver Tabla 4.1). 
• La forma de la onda en el tiempo y la órbita, proporcionan una visión de las características 
físicas y dinámicas del eje y de la carcasa. 
• El ángulo de fase; Es Absoluto si muestra la relación en tiempo entre la vibración de un 
lugar de la máquina con respecto a una señal fija de referencia en el eje o la carcasa. Es 
Relativo si muestra la relación en tiempo entre la vibración medidas en un punto con 
respecto a otro punto de la máquina. 
El espectro es el registro de la amplitud versus frecuencia de la actividad vibracional de una 
posición específica de la máquina. 
4.2 
Tabla 4.1. Técnicas de Diagnóstico para Máquinas Ro tativas. 
Técnica Uso Descripción Instrumentos 
Análisis de 
forma de onda 
Modulación, impulsos, 
cortes de ondas Amplitud vs. Tiempo 
Osciloscopio Análogo y 
Digital, Colectores y 
Analizadores FFT 
Análisis de 
órbitas 
Movimiento del eje, giro de 
aceite (Oil Whirling), 
inestabilidad de cojinetes. 
Desplazamiento relativo 
del rotor 
Osciloscopio Análogo y 
Digital con filtro vectorial 
Análisis de 
fases 
Relación entre la fuerza y el 
movimiento, relación entre 
la vibración y el 
desplazamiento 
Tiempo relativo entre las 
señales de la fuerza y la 
vibración o entre dos o 
más señales vibracionales 
Luz estroboscópica, 
Fotocélula, Osciloscopio 
Análogo y Digital, 
Colectores y Analizadores 
FFT 
Análisis de 
espectros 
Frecuencias, frecuencias 
naturales, bandas vecinas, 
impulsos, subarmónicas, 
suma y resta de frecuencias 
Amplitud vs. Frecuencia Analizador FFT, Colector 
de datos digital 
 
 
El análisis Espectral. Un espectro puede ser analizado rápidamente con el siguiente procedimiento: 
• Identificar la velocidad de operación y sus armónicas (órdenes). Los datos se pueden presentar en 
formatos de frecuencias o de órdenes (ver figura 4.1). 
• Identificar las frecuencias dominantes que son múltiplos de la velocidad de operación, incluir las 
frecuencias de paso de alabe, electromagnéticas y de frecuencias de engrane (ver figura 4.2). 
• Identificar las frecuencias no sincrónicas y sus múltiplos, tales como; frecuencias de fallas de 
rodamientos (ver figura 4.3). 
• Identificar las frecuencias de pulsación, dos componentes de frecuencia cercanas una de otra, sus 
amplitudes se suman y se restan durante un ciclo de pulsación (ver figura 4.4). 
• Identificar las frecuencias que no dependen directamente de la velocidad de operación; tales como 
las frecuencias naturales o frecuencias de vibración de maquinas vecinas (ver figura 4.5). 
• Identificar las bandas vecinas (ver figura 4.6) eso se relaciona a un componente de baja 
frecuencia de vibración que modula (los cambios) la amplitud de una vibración de alta frecuencia. 
Las bandas vecinas son componentes de frecuencia que aparecen en el espectro además de una 
frecuencia dominante tal como la frecuencia de engrane. La modificación de la vibración de la 
frecuencia de engrane de una caja de engranajes por desgaste desigual (ver figura 4.6) es un 
ejemplo bueno. Una banda vecina identifica la posición de la falla si la frecuencia se empareja con 
la velocidad de un componente de la máquina. 
4.3 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 4.1. Vibración Inducida por Entrehierro en u n Turbogenerador Desalineado. 
El Espectro Muestra Frecuencias de Ordenes. 
 
 
 
Figura 4.2. Datos de una caja de engranajes de simp le reducción de 9 Mw. 
con engranajes desgastados. 
4.4 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 4.3. Defectos en los Rodillos de los Rodamie ntos – Pista Exterior con 
Desgaste Poco Profundo. 
 
 
 
Figura 4.4. Pulsación en un Motor Eléctrico que Acc iona una Bomba de 
Alimentación de un Caldero – La Velocidad de Operac ión (3,300 RPM) 
Cerca de una Frecuencia Natu ral. 
4.5 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 4.5. Resonancia de la Carcasa de una Turbina de Accionamiento. 
 
 
 
Figura 4.6. Caja de Engranajes de Doble Reducción e n Angulo Recto 
con Inapropiado Juego Axial. 
4.6 
La identificación espectral. En realidad cada compañía fabricante de instrumentos utiliza 
diferentes formatos para presentar los datos. Por consiguiente, la nomenclatura de los formatos es 
similar, en la figura 4.5 se observa. 
• A:MAG — Eje vertical del espectro con unidades en raíz cuadrática media (rms). El pico es 
calculado multiplicando la amplitud del componente espectral por 1.414. 
• rms:10 — diez es el número de promedios del rms en el espectro. 
• IPS — pulgadas por segundo. 
• STOP:1250 Hz — la Fmax es 1,250 Hz o 75,000 CPM. 
• B: ALMACENAR — la forma de onda. Se indica típicamente por B: TIEMPO. 
• BW:11.936 Hz — ancho de banda. 
(Fmax / no. de las líneas) (factor de ventana). Este analizador tiene un número fijo de líneas (400). 
Una ventana flat top fue usada cuando los datos fueron adquiridos. Por lo tanto, BW = (1250 Hz / 
400 línea) (3.82) = 11.94 Hz. 
• STOP:80 msec. — la forma de onda en el tiempo tiene 80 mseg de rango, o 0.080 segundos por 
la división. 
• X:84.375 Hz — la coordenada horizontal (frecuencia en Hz) en el espectro de la posición del 
marcador del cursor. 
• Y:0.073 IPSrms . — la coordenada vertical (amplitud en pulg/seg rms) de la posición del marcador 
del cursor. 0.073 IPSrms = 0. 104 pulg/seg pico. 
• BND:.218 IPS rms — valor global en rms de los componentes del espectro en el rango de 
frecuencias seleccionado. 
• RANGE:4 dBv — rango dinámico en voltios. 
 
 
Fallas a la Velocidad de Operación 
Las fallas a la velocidad de operación, presentan frecuencias de vibración predominantes a la 
velocidad de operación y a sus ordenes. En la tabla 4.2 se muestra una lista de fallas asociadas a la 
velocidad de operación. 
 
Las velocidades críticas. cuando la frecuencia de una fuerza de excitación es igual o cercana 
a una frecuencia natural, en condiciones de baja amortiguación (menos que el 15% de la 
amortiguación crítica) es definidocomo resonancia. Si la resonancia es causada por una máquina 
rotativa se le llama velocidad crítica. En el diagrama de interferencia para un motor que acciona a 
un ventilador en voladizo (ver figura 4.5) se ilustra el concepto de una excitación igual a la 
frecuencia natural que ocurren en varias velocidades del rotor. En el eje horizontal se encuentran 
las velocidades del rotor en RPM, las unidades de frecuencia de vibración en el eje vertical son en 
CPM. Las frecuencias de las fuerzas de la máquina se grafican en función de las RPM del rotor, 
4.7 
Tabla 4.2. Identificación y Corrección de Fallas a la Velocidad de Operación. 
Falla Frecuencia Figura # 
Espectro, Forma de Onda, 
Orbitas Corrección 
Velocidad 
Crítica 
1x, 2x, 3x, etc. 4.7 
Vibración amplificada por estar 
cerca de una frecuencia natural 
Las RPM de trabajo debe 
alejarse de la frecuencia 
natural 
Desbalance 1x 4.8 
1x, con amplitudes menores a 
2x, 3x, etc. Orbitas elípticas y 
circulares, el ángulo de fase 
constante. 
Balancear el rotor 
Desalinea-
miento 
1x, 2x, a 
veces 3x 
4.9, 
4.10 
1x con amplitudes iguales o 
mayores a 2x, 3x y 1x en el axial. 
Alinear en caliente o en 
frío, de acuerdo al equipo. 
Eje 
combado 1x 4.11 
1x elevada y el ángulo de fase 
pueden cambiar. Enderezar el rotor. 
Desgaste 
de 
cojinetes 
1x, 
Subarmónicas 
y ordenes 
4.12 1x alto, 1/2x alto acompañado 
de 1 1/2x y armónicas 
Reemplazar cojinetes. 
Resonancia 1x, 2x, 3x, etc. 4.5 
Alta sensibilidad al balanceo, 
alta amplitud de vibración, 
armónicas. 
Cambiar la frecuencia 
natural de la estructura. 
Soltura 
Varias 
armónicas de 
1/2x y/o 1x 
4.13 
Alto 1x, con armónicas de 1/2 
con bajos valores, vibración 
axial baja. 
Ajustar pernos aumentar 
la rigidez. 
Excentrici-
dad 
1x 4.14 Alto 1x 
Embocinar los 
alojamientos y centrar el 
rotor. 
Cople 
trabado 
1x, 2x, 3x, etc. 4.10 
Alto 1x y 2x, similar al 
desalineamiento, el ángulo de 
fase cambia en cada arranque 
Reemplazar el cople y 
eliminar los materiales 
extraños. 
Variación 
Térmica 1x 
Varia la amplitud y el ángulo de 
fase de 1x. 
Balancear la carga térmica 
en el rotor. 
Distorsión 
1x y 
armónicas 1x alta, con armónicas 
Aliviar los esfuerzos en la 
carcasa. 
4.8 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
es decir, las frecuencias de vibración armónicas de las RPM del rotor varían en forma proporcional a 
las RPM del rotor, por ejemplo; A 1,800 RPM la vibración a la velocidad de operación (1x) es 1,800 
CPM (30 Hz). La frecuencia de la componente a dos veces la velocidad de operación (2x) es 3,600 
CPM (60 Hz). La línea se incrementa en dos veces la proporción de vibración a la velocidad de 
operación (1x). Las frecuencias naturales en el rango de interés son graficadas con respecto a la 
velocidad de operación y son usualmente calculadas en el diseño. La máquina es típicamente probada 
solamente a velocidades críticas (ver Medición de Velocidades Críticas; Capítulo VI). 
Las velocidades críticas son excitadas por la velocidad del rotor o sus múltiplos y ocurren cuando 
una frecuencia natural y una frecuencia de excitación son iguales. El funcionamiento de una máquina 
cerca de una frecuencia natural amplifica la vibración, dependiendo de la amortiguación presente y la 
proximidad de la velocidad de operación a la frecuencia natural. Un espectro de una máquina que 
opera cerca de la frecuencia natural de un rotor – cojinete, es mostrado en la figura 4.4. Si la velocidad 
de operación es mayor que una o más velocidades críticas, entonces el rotor debe pasar a través de 
ellos con niveles aceptables de vibración; es decir, la máquina debe ser bien balanceada y algo de 
amortiguación será necesaria en el cojinete. Es verdad que los rotores pueden ser operados a través 
de sus velocidades críticas si suficiente potencia es aplicada y la respuesta de vibración es atenuada 
por un arranque rápido. Sin embargo, al parar el rotor la disminución de la velocidad depende de su
 
Figura 4.7. Diagrama de Interferencias para un Moto r Eléctrico que 
Acciona un Ventilador en Voladizo. 
4.9 
inercia y de cualquier fuerza de fricción o aerodinámica presente. Ningún control es posible. Un rotor 
puede por consiguiente, permanecer en una velocidad crítica, peligrosamente por largos periodos 
durante la parada, especialmente si está operando en un fluido de baja-densidad. Esta situación 
ocurre cuando una turbina de vapor es parada. No es bueno operar una máquina en una velocidad 
crítica porque la vibración se amplifica (comportamiento resonante). 
 
Desbalance de masas. El desbalance de masas se presenta cuando el centro geométrico del 
eje (línea central del eje) y el centro de masas de un rotor no coinciden. El desbalance es una falla a 
una vez por revolución, es decir, ocurre a la frecuencia de giro del rotor y genera una onda 
sinusoidal perfecta (ver figura 4.8), algunas veces es confundido con el desalineamiento. Sin 
embargo, el desbalance causa una fuerza rotativa; la fuerza de desalineamiento es direccional. 
 
 
El desbalance de masas tiene un ángulo de la fase fijo con respecto a una marca de referencia en el eje. En 
condiciones anormales cuando los movimientos son sinusoidales, hay un comportamiento no lineal de los 
cojinetes o pedestales en presencia de excesivo desbalance de masas, que pueden causar movimientos 
truncados que introducen vibraciones armónicas (por ejemplo, 2x, 3x) con amplitudes menores al 
correspondiente a la velocidad de operación. Debido al diseño de la máquina las amplitudes horizontales son 
normalmente más elevadas que aquellos que se miden en la dirección vertical. Otro factor de que afecta la 
magnitud relativa horizontal con la componente vertical es la proximidad de la velocidad de operación o una 
 
Figura 4.8. Desbalance de Masas de un Motor. 
4.10 
de sus órdenes a una frecuencia natural (ver figura 4.4). La componente axial de la vibración es normalmente 
pequeño. Sin embargo, un componente grande a la velocidad de operación como resultado del desbalance 
de masas puede causar movimientos del pedestal en el sentido axial, dependiendo del diseño de la máquina. 
 
Desalineamiento. Desalineamiento en un rotor redundantemente apoyado, - que es un rotor con 
tres o más cojinetes radialmente cargados – causa una precarga giratoria en los cojinetes, eje y en los 
acoplamientos externos a la frecuencia de la velocidad del eje. La magnitud de la vibración resultante, 
depende de la rigidez radial de los componentes (cojinetes, ejes, sellos, acoplamientos) del sistema. 
Desalineamientos severos pueden causar el comportamiento no lineal en una o ambas direcciones, 
dependiendo de la asimetría en el cojinete, la rigidez del pedestal y de la cimentación. El 
comportamiento no lineal causa truncamiento de la forma de onda y/o la no-linealidad genera 
armónicas de la vibración del eje (ver figura 4.9). La componente de segundo orden de la vibración 
 
 
en casos de desalineamiento severo puede exceder al de primer orden. El resultado es una órbita 
como la figura del ocho (ver figura 4.10). La órbita para desalineamientos menores esta compuesta 
por una elevada amplitud de vibración a una vez-por revolución. Alta vibración axial de primer orden 
(fuera de fase) también es un síntoma de desalineamiento. 
 
Rotor combado o eje torcido. Un rotor combado o eje torcido usualmente causa precarga a los 
rodamientos. El centro de la masa de un eje torcido puede moverse bastante lejos fuera del centro 
geométrico para causar algún desbalance de masas. Si la máquina pasa a través de una velocidad 
 
Figura 4.9. Desalineamiento de un Excitador a un Ge nerador. 
4.11 
crítica durante el arranque o parada , una prueba de diagnóstico puede realizarse para determinar la 
naturaleza de la combadura. Una disminución abrupta del nivel de vibración (ver figura 4.11) seguido 
de un incremento es una señal de combadura del rotor.Las causas de combadura del rotor incluyen condiciones térmicas desiguales (normalmente como 
resultado de cortocircuitos en una bobina), la flecha del rotor y la alteración de propiedades 
metalúrgicas debido a la fricción. Comprometen al balanceo para permitir el funcionamiento continuo 
un período finito de tiempo. Temperaturas desiguales en la parte superior e inferior de un rotor que 
sufre enfriamiento convectivo durante un período que sigue a la parada en una turbina a vapor o gas 
pueden distorsionar el rotor y permitir que el rotor se combe. Los rotores deben rodarse lentamente un 
período después de la parada para evitar la vibración severa cuando el rotor es re-arrancado. El rotor 
puede dañarse durante el proceso de rodadura. 
El rozamiento puede causar combadura y condiciones inestables debajo de una velocidad crítica 
porque el movimiento del eje está en la fase con las fuerzas que causan la vibración. Rozamientos fuertes 
y rotores maltratados pueden causar permanentes combaduras del rotor que algunas veces pueden ser 
quitadas calentando lenta y uniformemente el eje y luego quitando las rebabas con granallas. 
 
Desgaste de Cojinetes y excesiva tolerancia. Desgaste o excesiva tolerancia de puños o 
cojinetes pueden causar altas vibraciones a una vez por revolución con ángulos de fase estables o 
inestables (ver figura 4.12). Aunque los datos pueden parecer indicar desbalance de masas, los 
intentos para balancear el rotor fracasarán. Los pesos de prueba causarán cambios de vibración en 
magnitud y ángulo de fase atípicos de un proceso de balanceo válido. 
 
La resonancia. Frecuencias naturales excitadas por fuerzas como el desbalance de masas y sus 
órdenes amplifican la vibración. Este mecanismo es llamado resonancia cuando esto ocurre en una 
estructura (ver figura 4.5). El grado de amplificación depende de la magnitud de la fuerza y la 
amortiguación así como la proximidad de la frecuencia excitadora a la frecuencia natural. O la 
frecuencia excitadora (velocidad del eje) o la frecuencia natural (depende del diseño) debe ser 
cambiada para resolver el problema. 
 
La soltura. Los componentes mecánicos sueltos causan impactos que pueden ser identificados en el 
espectro de vibraciones a una vez por revolución más armónicas (ver tabla 4.2). La manera como la máquina 
esta apoyada puede causar vibraciones a 1/4, 1/3, o 1/2 orden. Los órdenes cerca de las frecuencias 
naturales tienen las magnitudes más elevadas porque las fuerzas se amplifican con la resonancia. En la 
figure 4.13 se muestras la vibración de soltura de un cojinete montado sobre un pedestal de un ventilador. 
 
La excentricidad. La excentricidad de un componente mecánico rotativo produce vibración a la 
velocidad de operación aún si el rotor se encuentra balanceado (ver figura 4.14). La excentricidad de las 
poleas (fajas) o de las catalinas (cadenas) puede causar ajuste y soltura cíclica de la accionadora por cada 
4.12 
revolución del eje. El desbalance de masas debe ser eliminado como una causa o la excentricidad debe 
medirse físicamente (con un indicador del dial) para diagnosticar el problema correctamente. 
 
La distorsión. La distorsión de la carcasa de una máquina puede causar precarga de los 
cojinetes. El resultado es una vibración a la velocidad de operación. La distorsión de la caja de 
engranajes como resultado de patas cojas causa vibraciones a la frecuencia de engrane. La distorsión 
de la carcasa del motor causa vibraciones a dos veces la frecuencia de la línea. 
 
 
Figura 4.10. Desalineamiento y Trabadura de Cople. 
 
 
 
Figura 4.11. Eje Combado de una Turbina de 200 Mw. 
Inducido en la Parada sin Aceite. 
4.13 
 
 
Figura 4.12. Excesiva Tolerancia en el Cojinete en el Gobernador 
de una Turbina a Vapor de 9 Mw. 
 
 
 
Figura 4.13. Soltura en los Apoyos de un Ventilador . 
4.14 
Rodamientos 
Cuando las billas o rodillos pasan sobre un defecto en las pistas o canastillas (ver figura 4.15), se 
generan pulsos como resultado de una combinación de las frecuencias de los rodamientos. El 
diseño de la máquina determina la magnitud de la vibración obtenida en la caja de cojinetes. Porque 
los niveles de aceleración son bajos - debajo de 1,000 Hz – la aceleración no es una buena medida 
para máquinas de baja velocidad; es decir, máquinas que operan debajo de 600 RPM. La velocidad 
es la medida que se selecciona para evaluar fallas por debajo de 1,000 Hz. 
 
Las frecuencias de los rodamientos. Los elementos de los rodamientos generan frecuencias 
únicas que dependen de su geometría y de su velocidad de operación [4.1]. Cuatro frecuencias 
básicas pueden ser generadas por rodamientos defectuosos. 
• Frecuencia de paso de las billas por la pista exterior (BPFO); que es generado por las billas o 
rodillos que pasan sobre los defectos de la pista. 
• Frecuencia de paso de las billas por la pista interior (BPFI); que es generado por las billas o 
rodillos que pasan sobre los defectos de la pista. 
 
Figura 4.14. Excentricidad del Eje de una Bomba de Lubricantes. 
4.15 
• Frecuencia de giro de la billa o rodillo (BSF); generado por los defectos de la billa o rodillo. 
• Frecuencia fundamental del tren (FTF); generada por defectos en la jaula o canastilla o por 
movimientos inadecuados. 
• Φ = ángulo de contacto; ángulo entre la línea perpendicular al eje y del centro de la billa al punto 
dónde la billa hace contacto con el arco de la pista (ver figura 4.15). 
• N = número de elementos rodantes (billas o rodillos). 
• P = diámetro primitivo, en pulgadas. 
• B = diámetro de la billa o del rodillo; valor promedio para los rodamientos cónicos, en pulgadas. 
• RPS = velocidad de rotación, unidades en revoluciones por segundo. 
 
ΩΩΩΩ = RPS = RPM / 60 
FTF = (ΩΩΩΩ / 2) {1 - (B / P ) cos ΦΦΦΦ} 
BPFI = (N / 2) ΩΩΩΩ {1 + (B / P ) cos ΦΦΦΦ} 
BPFO = (N / 2) ΩΩΩΩ {1 - (B / P ) cos ΦΦΦΦ} 
BSF = (P / 2B) ΩΩΩΩ {1 - (B / P ) 2 cos 2 ΦΦΦΦ} 
 
Las fórmulas se dan en Hz. Si se decide en ciclos por minuto (CPM), usar en las fórmulas RPM 
en lugar de RPS. Las cuatro frecuencias de rodamientos pueden ser moduladas por la 
velocidad de rotación de la unidad que causa las frecuencias de bandas vecinas. En algunos 
casos la frecuencia fundamental del tren o la frecuencia de giro de la billa pueden modular 
frecuencias naturales o frecuencias de paso de las billas. Las frecuencias generadas por los 
defectos de los rodamientos son combinaciones de frecuencias de los rodamientos, 
frecuencias naturales y frecuencias de giro. Los pulsos pueden ser observados en la forma de 
la onda en el tiempo. 
 
Técnicas de medición. El análisis vibracional de máquinas para los defectos en los 
rodamientos abarca los mismos principios usados para equipos de velocidades moderadas y 
bajas. (La única excepción es para máquinas de aviación). Las mediciones pueden ejecutarse con 
transductores de velocidad o aceleración (integrado a bajas frecuencias). Todas las medidas 
deben hacerse en la zona de carga tan cerca al rodamiento como sea posible (ver Figura 2.12). 
La medición radial se debe emplear en rodamientos radiales. Las mediciones axiales pueden ser 
mejores para los rodamientos de contacto angular, dependiendo de la flexibilidad de la máquina. 
Es necesario tener cuidado de las señales grandes por defectos a la velocidad de rotación tales 
como desalineamiento, desbalance de masas y frecuencias de engrane que pueden ocultar las 
amplitudes pequeñas por defectos de los rodamientos. Esta información de la frecuencia es 
importante. Las frecuencias discretas ocurren durante la fase inicial de las fallas de los 
rodamientos. Las bandas vecinas se producen en las últimas etapas de falla. Es por consiguiente 
4.16 
importante usar un analizador con la resolución adecuada para determinar la frecuencia de 
operación y las bandas vecinas de la frecuencia fundamental del tren. La forma de onda contiene 
pulsos en las etapas iniciales delas fallas de los rodamientos. 
 
 
Ejemplo 4.1: Cálculo de las frecuencias de los elementos de los rodamientos. 
Rodamiento Nro. SKF 230-600 
B = 2.598 pulg. 
P = 29.11 pulg. 
Φ = 8.166° 
N=29 
Ω = RPM/60 = 213/60 = 3.55 RPS 
(B/P) cos Φ = (2.598/29.11) 0.9899 = 0.0883 
BPFO = (29/2) 3.55 [1 - 0.0883] = 46.9 Hz 
BPFI = (29/2) 3.55 [1 + 0.0883] = 56 Hz 
FTF = (3.55/2) [1 - 0.0883] = 1.6 Hz 
BSF = [29.11/(2) (2.598)] 3.55 [1 - 0.08832] 19.7 Hz 
 
 
Las técnicas del análisis. El análisis de vibración de banda estrecha para rodamientos involucra 
varios pasos. 
• Cálculo de las frecuencias de rodamientos. 
• Medición y análisis de las señales de vibración. 
• Identificación de las frecuencias centrales y sus bandas vecinas en el espectro. 
• Evaluación del espectro y de la forma de onda en el tiempo, la energía y la amplitud. 
 
Los defectos. La tabla 4.3 es una sinopsis de los defectos y sus síntomas. En la figura 4.3 y en las 
figuras desde 4.16 hasta 4.19 son ejemplos de los síntomas de los defectos de los rodamientos que se 
describen en la tabla. Un defecto pequeño en la pista interna o exterior de un rodamiento produce discretas 
líneas espectrales a las frecuencias propias del rodamiento y sus armónicas. El BPFI de 42 Hz (ver figura 
4.16) y sus armónicas a 84 Hz, 124 Hz, y 166 Hz fueron medidos en un cojinete que mostraba desgaste poco 
profundo. La vibración de la billa o rodillo que pasa a través de un defecto puede ser visto en la forma de 
onda en el tiempo. Las bandas vecinas aparecen como la condición de deterioro del rodamiento. En la figura 
4.17 se muestra un espectro de un rodamiento que falló dos semanas después de que fue analizado. Notar el 
centro de las frecuencias de los rodamientos y sus órdenes rodean las bandas vecinas. Las bandas vecinas 
son a la velocidad del eje. La figura 4.18 es un espectro de un rodamiento con un defecto en la jaula. La FTF 
de 6 Hz y sus armónicas modulan las frecuencias naturales de la unidad en 78 Hz, 151 Hz y 224 Hz. Aunque 
la amplitud es baja en 0.03 IPSrms, la condición del rodamiento es crítica, y debería ser quitado. 
4.17 
Tabla 4.3. Análisis de los Defectos de los Elemento s de los Rodamientos. 
Defecto o 
Condición Frecuencia 
Forma de onda en el 
tiempo y del espectro Comentarios 
Figura 
Nro. 
Defecto en 
la pista 
exterior 
BPFO y 
múltiplos Múltiplos DE BPFO 
Descascaramiento poco 
profundo se incrementa 
después de un año 
4.3 
Defecto en 
la pista 
interior 
BPFI y 
múltiplos 
Las armónicas disminuyen 
en amplitud 
Descascaramiento poco 
profundo 4.16 
Defecto en 
la pista 
interior 
BPFI y 
múltiplos 
Las armónicas disminuyen 
en amplitud y están 
modulados por la velocidad 
de operación 
Rodamiento fallará en 14 
días 4.17 
Defecto en 
la billa 
BSF o FTF 
y múltiplos 
Frecuencias naturales 
moduladas por FTF 
Cascabeleo de las billas del 
rodamiento en su frecuencia 
natural 
4.18 
Excesiva 
tolerancia 
interna 
Naturales 
frecuencias 
Múltiplos de RPS modulan 
las frecuencias naturales 
Rodamientos no muestran 
ningún defecto por excesivo 
desgaste 
4.19 
 
La excesiva tolerancia en los rodamientos puede aparecer como múltiplos de la velocidad de 
operación, si la tolerancia es suficientemente grande, frecuencias naturales de la unidad pueden ser 
excitadas (ver figura 4.19). El rodamiento de la figura 4.19 no tenía ningún defecto visible pero 
emitió un ruido fuerte durante el funcionamiento. 
 
Figura 4.15. Nomenclatura de los Elementos de los R odamientos. 
4.18 
 
 
Figura 4.16. Defectos en la Pista Interior de un Ro damiento de 
la Succión de un Pickup Roll. 
 
 
 
Figura 4.17. Defecto Severo en la Pista Interior (a 14 días de la falla). 
4.19 
 
 
Métodos de Detección de 
Alta Frecuencia (HFD). La 
aceleración es la medida 
primaria para la evaluación 
de la condición y 
diagnóstico con una base 
de datos adquirido por un 
sistema de recolección en 
la PC. Las técnicas de 
procesamiento de señales 
a alta frecuencia son 
utilizadas por los 
colectores de datos con un 
sistema de procesamiento 
de la señal digital. Estas 
técnicas son valiosas 
porque descubren las 
 
Figura 4.18. Frecuencia Fundamental Excitada por De fectos en las Billas. 
 
Figura 4.19. Excesiva Tolerancia en un Rodamiento G rande. 
4.20 
etapas iniciales de fallas de los rodamientos. Estas técnicas también son aplicadas para la evaluación de 
equipos de baja velocidad, en el cual la estructura y masa son tales que el control de la vibración global no 
refleja los cambios adecuadamente de la condición real de la máquina. 
Los métodos de detección a alta frecuencia, incluyen dos tipos de medidas. Uno es la 
simple suma de los valores de energía encima de un rango filtrado de vibración, típicamente 5 
Khz. a 60 Khz. El segundo es una representación espectral de una señal filtrada que ha sido 
amplificada y demodulada con respecto a la amplitud y/o frecuencia. El propósito es visualizar 
la información repetitiva para que se pueda evaluar como un espectro tradicional, sea HFD o la 
envolvente. 
La respuesta de alta frecuencia debe ser medida con un acelerómetro. Los límites superiores 
del rango de medida lineal son de 5 Khz. a 10 Khz. y tan alto como 25 Khz., dependiendo del 
acelerómetro usado. Porque la frecuencia natural del acelerómetro es siempre más alta que el 
rango de la medida lineal, alguna amplificación de la señal se proporciona a través del rango de 
respuesta de la frecuencia natural cuando se utilizan medidas globales. 
Las lecturas de valores únicos son los más comunes que se utilizan junto a una 
computadora basada en el sistema de mantenimiento de predictivo y son más eficaces cuando 
pertenecen a la tendencia de un punto específico en la máquina. El rango de cambios de los 
valores con un acelerómetro, incluso con los mismos modelos del mismo fabricante. Los datos 
son más consistentes si el montaje del transductor es consistente. El montaje magnético 
proporciona el mejor costo-eficaz de los datos. Los datos únicos deben ser conciliados con la 
velocidad de la máquina, es decir, altas velocidades generan valores más altos. Ninguna 
información de diagnóstico directo está disponible con lecturas únicas. El analista debe basar 
sus juicios en las lecturas, la historia de la máquina y otras mediciones, siempre sobre una base 
vibracional. 
Los siguientes mecanismos y condiciones causan lecturas a altas frecuencias. Esta lista no 
incluye a todos; impactos, fricción, lubricación inadecuada, turbulencia de flujo en sistemas de 
bombeo, malas condiciones de los sellos mecánicos, fugas a alta presión (vapor / aire), impropias 
precargas por interferencia en la instalación. La acción más efectiva cuando la medición de alta 
frecuencia es elevada es la lubricación del rodamiento. 
 
Cajas de Engranajes 
Las cajas de engranajes generan vibraciones a alta frecuencia como resultado de la función 
de engrane en la caja. El mayor número de dientes de un engranaje suaviza el engrane en 
cualquier instante. Las fallas de los engranajes y sus síntomas se resumen en la tabla 4.4. 
Ambos la forma de onda en el tiempo y el espectro deben ser analizados. El deterioro de la 
condición del equipo complica el diagnóstico de la falla. 
4.21 
De hecho, los pulsos observados en la forma de onda en el tiempo, identifican la rotura de dientes 
de engranaje tal como lo observó primero Taylor [4.1]. Otros impactos tales como el engrane de 
dientes pueden causar pulsos en la forma de onda en el tiempo. Las frecuencias de engrane con 
bandas vecinas a la velocidad de operación identifican tales problemas como desgaste de los dientes 
de engrane y distorsión en la caja de engranajes. 
Antes de que cualquier falla sea analizada, se deben calcular las frecuencias de la caja de 
engranajes a partir de los datos proporcionados por el vendedor. La figura 4.20 muestra una caja de 
engranajes de doble reducción. Las frecuenciasinvolucradas en la caja de engranajes son calculadas 
en el Ejemplo 4.2. 
Los problemas de la frecuencia de engrane atribuibles al desgaste desigual, juego entre dientes 
inapropiado, ralladuras y excentricidades, generalmente aparece en el espectro como la frecuencia de 
engrane con bandas vecinas a la frecuencia de la velocidad del eje defectuoso. Dientes de engranajes 
desgastados severamente, mostrarán múltiplos de la frecuencia de engrane con bandas vecinas. La 
mejor señal de energía son para los engranajes herringbone y helicoidal, que son normalmente 
obtenidos de la medición axial. 
 
Tabla 4.4. Identificación de Defectos en el Funcion amiento de los Engranes 
y en las Cajas de Engranajes. 
Falla Frecuencia Ejemplo (figura nro.) Espectro y Forma de onda en el Tiempo 
Engranajes 
excéntricos 
Frecuencia de 
engrane: GMF 
4.21 
Frecuencia de engrane con bandas vecinas a la 
frecuencia del engranaje excéntrico 
Engrane 
desgastado 
Frecuencia de 
engrane: GMF 4.2 
Frecuencia de engrane con bandas vecinas a la 
frecuencia de desgaste, ralladuras o picaduras, 
se presentan a 1/2, 1/3, 1/4 GMF 
Juego entre 
dientes o 
juego axial 
inapropiado 
Frecuencia de 
engrane: GMF 4.6 
Frecuencia de engrane con armónicas y bandas 
vecinas a la frecuencia del piñón o del engranaje. 
Dientes 
rotos, 
fisurados o 
con rebabas 
Frecuencias 
naturales 
4.22 Pulsos en la forma de onda en el tiempo, 
frecuencias naturales en el espectro. 
Distorsión de 
la caja de 
engranajes 
Frecuencia de 
engrane y/o 
frecuencias 
naturales 
4.23 
Frecuencia de engrane y órdenes en el espectro, 
varia la amplitud de la frecuencia de engrane en 
la forma de onda en el tiempo, mas la frecuencia 
del eje con bajas amplitudes y órdenes 
 
4.22 
Las cajas de engranajes 
con engranajes rectos 
deberían ser medidos en 
la dirección radial. La caja 
de engranajes mostrada 
en la figura 4.21 tiene un 
piñón excéntrico. Las 
bandas vecinas a la 
velocidad del piñón (1,800 
RPM) pueden observarse 
alrededor de la frecuencia 
de engrane (730 Hz). Los 
datos mostrados en figura 
4.2 fueron tomados en una 
caja de engranajes de 
reducción grande con 
engranajes desgastados. 
Notar la 1/2 GMF, Esta 
caja de engranajes tiene 
un factor común de dos 
entre los dientes. Los 
datos mostrados en la 
figura 4.6 fueron tomados en una caja de engranajes de doble reducción y ángulo recto, con una 
velocidad de entrada de 1,776 RPM y un engranaje inclinado (frecuencia de engrane 730 Hz) y un 
engranaje helicoidal de baja velocidad (frecuencia de engrane 466.6 Hz). El problema del juego 
axial y del juego entre dientes de esta unidad causa múltiplos de la frecuencia de engrane de alta 
velocidad con bandas vecinas a la velocidad del eje de entrada. La forma de onda en el tiempo 
proporciona la mejor información para identificar dientes rotos, fisurados o con rebabas [4.1]. Los 
pulsos aparecen a una frecuencia igual al número de dientes defectuosos multiplicado por la 
velocidad del eje (ver figura 4.22) a menos que más de un diente defectuoso engrane 
simultáneamente. En este caso un diente con rebabas en el piñón produce un pulso cada 46.5 
milisegundos. Los problemas de desalineamiento y distorsión son generalmente identificados en 
la forma de onda en el tiempo como una modulación de la frecuencia de engrane (ver figura 4.23). 
El enganche y la liberación de la frecuencia de engrane se muestra en la forma de onda en el 
tiempo y son identificados como la diferencia de frecuencias en el espectro a la velocidad del eje 
de entrada.
 
Figura 4. 20. Diagrama esquemático de una caja de e ngranajes 
de doble reducción. 
4.23 
 
 
Figura 4.21. Datos de Vibración de una Caja de Engr anajes con un 
Piñón Excéntrico. 
 
 
 
Figura 4.22. Espectro y Forma de Onda en el Tiempo de una Caja de Engranajes 
con un Diente del Piñón Roto. 
4.24 
 
 
 
 
Ejemplo 4.2: Cálculos de frecuencia en Engranajes. 
 
La caja de engranajes de la figura 4.20 esta accionado por un motor bipolar a 3,585 RPM. 
¿Cuáles son las frecuencias de engrane y las velocidades del eje? 
 
Velocidad de eje de entrada = 3,585 RPM 
Velocidad de eje de intermedio = (3,585 RPM) [(26 T) / 101 T] = 923 RPM 
Velocidad de eje de salida = (923 RPM) [31 T/97 T] = 295 RPM 
Frecuencia de engrane de alta velocidad (3,585 RPM) (26 T) = 93,210 CPM o 1,553.5 Hz 
Frecuencia de engrane de baja velocidad (922.87 RPM) (31 T) = 28,609 CPM o 476.8 Hz 
 
 
 
Motores Eléctricos 
El motor de inducción es accionado por un voltaje a la frecuencia de la línea de 60 Hz (en los EE.UU.) 
directamente del terminal de fuerza o por un controlador que reforma la potencia a una frecuencia de 
 
Figura 4.23. Datos de Desalineamiento y Distorsión de una Caja de Engranajes. 
4.25 
línea diferente eso proporciona velocidades variables. Los motores de inducción se diseñan para 
operar a un número fijo de velocidades por el número de polos. La relación entre la velocidad 
sincrónica del motor (sin carga), el número de polos y la frecuencia de la línea se expresa en la 
siguiente ecuación simple. La velocidad sincrónica del motor es la frecuencia del campo magnético. 
 
Velocidad síncrona del motor (SMS) = 2 veces frecuencia de línea / número de polos 
 
Un motor de inducción resbala, o sea 
que no gira a la velocidad sincrónica del 
motor, debido a su carga. La diferencia 
entre la velocidad sincrónica del motor 
y la velocidad real del motor se llama 
deslizamiento (ver el Ejemplo 4.4). 
La figura 4.24 es una sección en corte 
de un motor de inducción. Los 
defectos en el funcionamiento 
mecánico que afectan a las máquinas 
rotativas también causan problemas en 
los motores eléctricos. Incluyen 
desbalance de masas, solturas, 
resonancia, desalineamiento, 
excentricidad, defectos en los 
rodamientos y distorsión. Además, los 
motores eléctricos son sensibles a 
fallas eléctricas mecánicamente 
inducidas que generan vibraciones 
mecánicas (ver tabla 4.5). Incluyen variaciones en el entrehierro, falla por permanencia en el centro 
magnético, flexibilidad del estator, barras del rotor rotas o sueltas y laminas en cortocircuito. Una 
Cartilla completa de causas, verificaciones y remedios para problemas mecánicos y eléctricos en 
motores de corriente alterna ha sido publicado [4.3]. El funcionamiento eléctrico defectuoso en el 
estator inducen vibraciones a dos veces la frecuencia de la línea (120 Hz) y con bandas vecinas 
igual al número de polos por la frecuencia de deslizamiento. Las vibraciones a las frecuencias igual 
al número de ranuras del rotor o estator multiplicado por la velocidad del motor ocurren con un rotor 
excéntrico o si el número de ranuras es similar en el estator y rotor. Las barras rotas del rotor crean 
vibraciones a la velocidad de operación con bandas vecinas igual al número de polos por la 
frecuencia de deslizamiento. 
 
Ejemplo 4.3: Cálculos de velocidades de motores 
Síncronos. 
 
¿Cuál es la velocidad síncrona de un motor de inducción de 
8 polos, que opera con una frecuencia de línea de 60 Hz? 
 
SMS = (2) (60) / 8 = 15 ciclos/seg 
(15 ciclos/seg) (60 seg/min) = 900 RPM 
 
 
Ejemplo 4.4: Cálculo de la frecuencia de deslizamiento 
para un motor de inducción. 
 
Un motor de inducción de 4 polos opera a 1,774 RPM 
¿Cuál es la frecuencia de deslizamiento en Hz? 
 
SMS = (2) (60) / 4 = 30 Hz 
 
frecuencia de deslizamiento = 30 Hz - (1,774/60) 
S = 0.433 Hz o 26 CPM 
4.26 
La vibración anormal más típica en los motores de inducción esta asociada a la variación del entrehierro. Un 
motor con una armadura desbalanceada o excéntrica o alguna otra condición mecánica (por ejemplo, el 
estator flexible) eso causa una variación del entrehierro con la rotación genera vibraciones a exactamente dos 
veces la frecuencia de la línea (ver figura 4.25). Si un componente mecánico de vibración está presente a dos 
veces la velocidad de operación, se presentará la pulsaciónporque las frecuencias de los dos componentes 
están muy cercanas. Obviamente Los problemas eléctricos desaparecerán cuando la máquina se para. Es 
mejor observar el espectro de vibración inmediatamente después de quitar la energía eléctrica. 
 
 
Tales fallas como rotura o soltura de barras del rotor o una conexión en un anillo en cortocircuito a 
la barra del rotor son solo evidentes cuando el motor está bajo la carga. Las barras rotas del rotor 
causan bandas vecinas igual al número de polos multiplicado por la frecuencia de deslizamiento a la 
velocidad de operación. Notar que las bandas vecinas a la velocidad de operación de los datos 
mostrados en la figura 4.26. Las láminas en cortocircuito causan puntos calientes locales en el rotor 
que al girar causan que el rotor se combe. El resultado es vibración a la velocidad de operación. 
La figura 4.27 contiene datos radiales de un motor con un rotor que está excéntrico en los 
cojinetes. Ambas las bandas vecinas a la velocidad de operación y a 2x frecuencia de la línea pueden 
ser vistos en el espectro. Un motor con altas vibraciones axiales a frecuencias no sincrónicas (ver 
figura 4.28) es porque se sostiene fuera del centro magnético. Como el rotor al trabajar trata de estar 
en el centro magnético (axialmente) se producen impactos que generan frecuencias naturales. La 
vibración radial a dos veces la frecuencia de la línea y múltiplos es una señal de cortocircuito del 
bobinado del estator (ver figura 4.29). El motor de inducción de 12-polos tiene un nivel de vibración 
anormalmente alto como resultado de los cortocircuitos en el estator.
 
Figure 4.24. Diagrama de Corte de un Motor de Induc ción. 
Cortesía de General Electric Company 
4.27 
 
Tabla 4.5. Identificación y Corrección de Fallas de Funcionamientos de 
motores – por Efectos Eléctrico. 
 
Falla Frecuencia Ejemplo (figura #) 
Espectro, Forma 
de onda y órbita Corrección y comentarios 
Variación del 
entrehierro 120 Hz 4.25 
120 Hz más 
bandas vecinas, 
pulsación de 2x 
con 120 Hz 
Centrar la armadura, aliviar la 
distorsión en la carcasa, 
eliminar la excesiva tolerancia 
del rodamiento y/o cualquier 
otra condición que cause que el 
rotor se encuentre fuera del 
centro del estator 
Barras rotas 
del rotor 
1x 4.26 
1x y bandas 
vecinas igual a 
(nro. de polos x 
frecuencia de 
deslizamiento) 
Reemplazar las barras rotas o 
sueltas 
Rotor 
excéntrico 1x 4.27 
1x, 2x/120 Hz 
pulsación posible 
Puede causar variación del 
entrehierro 
Estator flexible 120 Hz 2x/120 hz. 
pulsación 
Rigidizar la estructura del 
estator 
Fuera del 
centro 
magnético 
1x, 2x, 3x 4.28 
Impactos en la 
dirección axial 
Quitar la fuente que obliga a 
estar fuera del centro, 
rodamiento de empuje o 
acoplamiento 
Estator en 
cortocircuito 
120 Hz y 
armónicas 4.29 
120 Hz y 
armónicas Reemplazar el estator 
 
4.28 
 
 
Figura 4.25. Datos de Vibración de un Motor Eléctri co de 4,000 HP 
con Problemas en el Entrehierro. 
 
 
 
Figura 4.26. Datos de un Motor Eléctrico de 2,000 H P con una Barra Rota. 
4.29 
 
 
Figura 4.27. Datos de un Motor de Inducción de 1,00 0HP con el Rotor Excéntrico. 
 
 
 
 
 
Figura 4.28. Vibración axial de un Motor de Inducci ón de 1,200 HP 
con el Rotor fuera del Centro Magnético. 
4.30 
 
Las Máquinas Centrífugas y Axiales 
Las bombas y ventiladores que transportan fluidos convierten el trabajo mecánico en energía del fluido 
en la forma de presión y velocidad. Los compresores aumentan la energía del fluido comprimido como 
presión. Estas máquinas son accionadas por motores eléctricos o turbinas (gas y vapor). Bombas, 
ventiladores y compresores o son de flujo radial (centrífugo) o de flujo axial, dependiendo del 
movimiento del flujo cuando pasa a través del impulsor. Las bombas trabajan con fluidos que son 
líquidos. El fluido es gas en los ventiladores y compresores. Los ventiladores se distinguen de los 
compresores por el cambio de la densidad (compresión) en el movimiento del fluido inducido por el 
compresor. El fluido movido por un ventilador experimenta muy pequeña compresión. Las 
características de eficiencia de todas las máquinas centrífugas y axiales se relacionan a la cabeza 
(presión), la eficiencia, los caballos de fuerza y el caudal del fluido. La figura 4.30 muestra las curvas 
características para máquinas centrífugas con diferentes curvaturas de paletas. El funcionamiento 
estable y eficaz requiere que la máquina opere en la pendiente negativa de la curva. Por otra parte, el 
flujo inestable causa vibración excesiva que es hidráulica o aerodinámicamente inducida. 
 
Figura 4.29. Vibración Radial de un Motor de 200 HP con Cortocircuito 
en la Bobina del Estator. 
4.31 
 
Bombas 
Una bomba centrífuga consiste de elementos rotativos (eje e impulsor) y los elementos estacionarios (carcasa, 
rodamientos y prensaestopas). Los anillos de desgaste son utilizados en bombas de varias etapas para 
aumentar la eficiencia. El líquido para ser bombeado es forzado dentro de las paletas rotativas por la presión 
atmosférica u otra. Las paletas al girar descargan el fluido a la periferia de la bomba a una presión y velocidad 
más alta. Más que velocidad se convierte en presión en la voluta de la carcasa o del difusor. Los impulsores son 
clasificados en simple o doble succión (balanceo axial). En la tabla 4.6 se presenta una lista de fallas de bomba. 
 
Tabla 4.6. Fallas Comunes de Bomba. 
 
Velocidades Críticas 
Resonancias Estructurales (principalmente en bombas verticales) 
Resonancia Acústica (Diseño de tuberías) 
Excentricidad del Impulsor (mecanizando excéntrico, deflexión del impulsor debido al eje.) 
Balanceo del Impulsor 
Tolerancia entre Impulsor / difusor (espacio o luz) 
Recirculación (bajo flujo) 
Cavitación (baja succión) 
Giro del aceite (Cojinetes con excesiva tolerancia) 
Tolerancia del anillo de Desgaste (modifica las velocidades críticas, puede inducir Giro del aceite) 
 
Figura 4.30. Curvas Características de las Máquinas Centrífugas. 
4.32 
 
Los fluidos que transportan las bombas no son compresibles. Es así posible que se transmitan 
fuerzas interactivas grandes entre los componentes rotativos y estacionarios (ver figura 4.31). 
además, bajo ciertas condiciones el líquido puede vaporizar y luego colapsar en estado líquido, 
causando ondas de choque que pueden destruir al impulsor de la bomba. Este proceso es conocido 
como cavitación. La presencia de fuerzas interactivas anormales y cavitación son funciones de 
operación relativas a la bomba y de las condiciones de diseño (ver figura 4.32). Está claro que los 
niveles de vibración medidos en la bomba dependen de las condiciones de operación. La 
contrapresión, la presión de succión, la temperatura del fluido y la velocidad deberían ser 
monitoreadas. 
Un problema común con las bombas verticales es el llamado modo basculante (rocking) de 
resonancia. Ocurre cuando la primera frecuencia natural de la estructura de la bomba se empareja 
con la velocidad de operación de la bomba. El resultado es una alta vibración a la velocidad de 
operación de la bomba. El problema puede ser confirmado con una prueba de resonancia. 
 
Figura 4.31. Características de la Vía del Flujo. 
4.33 
 
Caso histórico de recirculación. Este caso histórico es un ejemplo excelente de los problemas 
que ocurren cuando una bomba opera con demasiada contrapresión [4.4]. Una velocidad fija de la 
bomba tiene solo una contrapresión, para el cual el ángulo de flujo del fluido que sale del impulsor se 
empareja con el ángulo del difusor. La operación en cualquier otro punto puede resultar en una 
operación ineficiente y vibración excesiva. 
Los cojinetes antifricción estaban fallando a seis semanas de intervalos en una bomba de carcasa 
dividida horizontal con una capacidad de 2,400 galones por minuto (gpm) a 300 pies de cabeza total. 
Podría ser visto que el rotor se estaba moviendo en la direcciónaxial a baja frecuencia. Se requirió 
determinar la cabeza de la bomba en la curva para saber donde esta operando la bomba con respecto 
al punto de mayor eficiencia. La presión de descarga fue medido y mostró que la bomba estaba 
operando a muy bajo flujo y lejos al lado izquierdo de la curva de la bomba. El estampado sobre un 
plato orificio indicaba que la apertura era de dos pulgadas. El diseño de la bomba exigía un orificio de 
tres pulgada asegurar el flujo mínimo correcto. La recomendación fue reemplazar el orificio. Cuando 
fue quitada el agujero encontrado fue de sólo una pulgada de diámetro. 
Esta bomba de carcasa dividida horizontal estaba llenando un tanque ubicada varios pisos arriba. 
Cuando el fluido en el tanque alcanzaba un predeterminado nivel, una válvula del mando se cerraba. 
Como resultado la única salida para la bomba era la recirculación en la línea. Porque el orificio en la 
 
Figure 4.32. Curva de Flujo Versus Cabeza de la Bom ba. 
4.34 
línea de la recirculación era demasiado pequeño, la bomba estaba operando contra demasiada 
cabeza. 
Las bombas son forzadas a operar en flujos drásticamente reducidos que refuerzan la presión en 
uno de los lados del rotor, entonces en el otro lado existe recirculación. El resultado es lenta oscilación 
axial, fuerzas y vibración (ver figura 4.33) que pueden causar una rápida falla de los cojinetes 
antifricción que no están diseñados para soportar una carga axial extra. Todos las bombas con 
descarga axial del rotor, deberían ser examinados para determinar si están operando con excesiva 
contrapresión. 
 
Casos históricos de cavitación. La bomba en este caso estaba operando contra una insuficiente 
contrapresión [4.4]. El resultado es que la bomba operaba en una condición de funcionamiento con el 
fluido cavitando. 
Durante el monitoreo inicial de las vibraciones, se descubrieron altos niveles de vibración en las 
bombas de agua circulantes para uso general. Se detectaron altos niveles en la dirección horizontal 
del cojinete interior del motor y en la dirección axial de cojinete exterior del motor. El espectro de un 
ancho de banda amplio contiene frecuencias identificables como no mecánicas. Un espectro de 
niveles de vibración en el cojinete exterior del motor es mostrado en la figura 4.34. 
Se descubrió que algunas de las bombas estaban operando contra solamente diez pies de 
contrapresión. Una copia de la curva de flujo versus cabeza de la bomba fue obtenida. La capacidad 
de diseño de la bomba era de 156,000 gpm a 38 pies de cabeza. La curva de flujo versus cabeza 
terminaba a 15 pies de contrapresión, indicando que el funcionamiento con solamente diez pies de 
contrapresión ni siquiera había sido considerado por el fabricante. Un flujo estimado de 200,000 gpm 
fue obtenido proyectando la línea de la Curva de flujo versus cabeza de la bomba a diez-pies de 
presión de descarga. Para verificar esta condición, se cerraron parcialmente las válvulas de descarga 
hacia el condensador para aumentar la contrapresión a un nivel cercano al punto de diseño. Cuando 
las válvulas se cerraron parcialmente, la vibración disminuyó a un nivel aceptable. 
Una bomba de agua circulante fue quitada para ser reparada, se encontró que tenía serios daños 
en la campana de succión. Se concluyó que el daño era el resultado de la cavitación. Para verificar la 
teoría de cavitación se instaló una cámara en la campana de succión de la bomba para determinar si 
la cavitación estaba ocurriendo. El resultado dejó una pequeña duda de, que la cavitación fuera el 
problema. El cierre parcial de la válvula de descarga hacia el condensador dramáticamente redujo la 
cavitación. 
La baja descarga fue causada cuando sólo una bomba operaba en lugar de dos. Esta condición 
ocurría cuando la temperatura del agua de enfriamiento era suficientemente baja para que una bomba 
pudiera proporcionar suficiente agua al condensador para satisfacer los requerimientos de 
contrapresión de la turbina. Desafortunadamente, la única bomba en operación experimentaba 
cavitación.
4.35 
 
 
Figura 4.33. Recirculación. 
 
 
 
Figura 4.34. Cavitación. 
4.36 
Ventiladores 
Muchos ventiladores centrífugos tienen una voluta o una carcasa tipo espiral, en el cual el flujo entra 
axialmente y sale tangencialmente. Las paletas pueden ser fijas o ajustables (a veces durante el 
funcionamiento). Las características típicas de eficiencia de un ventilador se muestran en la figura 
4.35. La curva básica es de presión del ventilador versus flujo a través del sistema; la cabeza o la 
presión varía con el cuadrado del flujo. El ventilador operará satisfactoriamente en la intersección de 
las características del sistema y presión del ventilador. Las características del sistema pueden ser 
cambiadas con un regulador de tiro en la salida. Los vanos variables, la inclinación y el control de 
velocidad alteran las características del ventilador. Las características de ventiladores montados en 
serie y en paralelo deben ser considerados como un sistema. 
 
 
 
Ejemplo 4.5: Ventilador accionado por fajas. 
 
Un ventilador es accionado por un motor eléctrico de 4 polos a 1,779 RPM 
con una polea de 9 pulgadas. Si el ventilador tiene una polea de 11.75 pulgadas 
¿Cuál es la velocidad del ventilador? 
 
Velocidad del ventilador = [(1,779 RPM) (9 pulg.)] / 11.75 pulg. = 1,362.6 RPM 
 
 
Figura 4.35. Características de un Ventilador a Vel ocidad Constante. 
4.37 
 
 
Ejemplo 4.6: Frecuencia de paso de alabes (blades) del ventilador. 
¿Cuál es la frecuencia de paso de alabes de un ventilador ID, 
que opera a 896 RPM y tiene 12 alabes? 
 
BPF = (896 RPM) (12 alabes) = 10,752 CPM = 179.2 Hz 
 
 
Para asegurar un funcionamiento estable la pendientes de la curva de flujo versus presión del 
ventilador y del sistema, deben ser opuestas en signo (ver figura 4.35). Cuando la pendiente del 
ventilador y las características del sistema están opuestas en el signo, cualquier perturbación del 
sistema que tiende a producir una disminución temporal en el flujo es anulada por el incremento de la 
presión del ventilador. La condición que acompaña a flujos no constantes es la pulsación, el cual 
ocurre cuando el punto de operación del ventilador esta a la izquierda de la máxima presión en la 
curva del ventilador. Éste es el llamado el punto de choque (surge). El regulador de tiro en la entrada 
pueden usualmente ser utilizados para posicionar la operación del ventilador a la derecha del punto de 
choque. 
La separación del flujo en los pasajes de los álabes del impulsor puede causar flujo inconstante y 
vibración. A bajas capacidades, el flujo puede recircular o resoplar; es decir, en la entrada, el aire es 
soplado hacia adentro y hacia fuera. La resonancia acústica ocurre cuando la frecuencia de paso de 
los alabes coinciden con una frecuencia natural acústica del aire en el conducto de trabajo. Los 
ventiladores están sujetos a velocidades críticas y a problemas de resonancia estructural porque ellos 
son montados sobre patines, aisladores y carcasas flexibles. 
 
Tabla 4.7. Fallas de Ventiladores. 
Desbalance de masas (ver figura 4.36) Problemas aislamiento 
Desalineamiento Giro de aceite 
Velocidades Críticas Elementos de los Rodamientos 
Resonancia Pata coja 
Soltura (ver figura 4.37) Excentricidad del Impulsor 
Problemas aerodinámicos (ver figura 4.38) Fajas y poleas 
 
4.38 
 
 
Figura 4.36. Desbalance de Masas de un Ventilador. 
 
 
 
Figura 4.37. En el Cojinete de un Ventilador. 
4.39 
 
 
Compresores 
Debido a las presiones involucradas, muchos de los compresores centrífugos tienen carcasas 
robustas y rotores ligeros pequeños que hacen que la medición sísmica de las vibraciones sea 
dificultosa. De hecho, la medición de las vibraciones en la carcasa es severamente atenuada como 
resultado de la robusta carcasa y de la película de aceite de los cojinetes. Por esta razón se usan 
sondas de proximidadmontadas en forma permanente que miden la vibración relativa del rotor para 
analizar los problemas del rotor y cojinetes. 
Las fallas del compresor son similares a aquellos encontrados en las turbinas de vapor y bombas y 
ocurren a frecuencias subsincrónicas, a la velocidad de operación o como múltiplos de la velocidad de 
operación. Los compresores tienen un punto de flujo mínimo llamado límite choque (surge). La 
operación de la máquina es inestable debajo del límite de choque, el cual es una función del tipo de 
compresor, propiedades del gas, temperatura de entrada, ángulo del alabe y de la velocidad. 
 
Figura 4.38. Vibración Inducida por Efecto Aerodiná mico en un Ventilador 
por una Inapropiada Posición del Regulador de Tiro. 
4.40 
Resumen del Diagnóstico de la Fallas 
 
• En general, se usan las frecuencias de vibración para determinar la posición de las fallas en una 
máquina. 
• El diagnóstico de fallas es principalmente conducido en el espectro; sin embargo, los forma de 
onda en el tiempo, órbita y el análisis de la fase proporcionan información adicional para un 
análisis mas profundo. 
• El análisis espectro incluye identificación de órdenes de velocidad del eje, las armónicas del 
engranaje, rodamientos y frecuencias de paso de los alabes; y frecuencias no sincrónicas tales 
como las frecuencias de los rodamientos, frecuencias de pulsación, frecuencias naturales, bandas 
vecinas, frecuencias centrales y diferencia de frecuencias. 
• El eje de frecuencia espectral (eje horizontal) puede ser expresado en CPM, Hz, u órdenes. 
• El eje de amplitud espectral (eje vertical) puede expresarse en rms, pico o pico-pico. 
• El eje vertical del forma de onda en el tiempo se expresa en unidades pico. 
• Fallas de máquinas que se muestran a la velocidad de operación o sus órdenes incluyen las 
velocidades críticas, desbalance de masas, desalineamiento, combadura del rotor, excesiva 
tolerancia del cojinete o desgaste, resonancia estructural, soltura, la excentricidad, trabadura del 
cople y distorsión. 
• Desbalance de masas ocurre a la frecuencia de la velocidad operación. 
• Las velocidades Críticas se elevan cuando la velocidad de operación, o cualquiera de sus órdenes 
que contienen la energía, están cerca o igual a una frecuencia natural. 
• El desalineamiento puede presentarse a la velocidad de operación (1x), dos veces la velocidad de 
operación (2x), o tres veces la velocidad de operación (3x), dependiendo de la naturaleza del 
desalineamiento y el diseño del eje, acoplamiento y cojinetes. 
• El eje combado puede reducir la vibración significativamente a una velocidad en que la excitación 
es igual y desfasado con el desbalance de masas. 
• La excesiva tolerancia y/o desgaste en el cojinete de película de aceite causará una vibración 
similar al desbalance de masas. 
• La resonancia Estructural amplifica la vibración. 
• La Soltura aparece en el espectro a la velocidad de operación y sus órdenes. Las fracciones (por 
ejemplo, 1/2x, 1/3x) también puede aparecer. 
• Los defectos de los elementos de los rodamientos ocurren a las frecuencias de los rodamientos y 
armónicas. Las bandas vecinas a la velocidad de operación, a la frecuencia fundamental del tren y 
a la frecuencia de giro de las billas también ocurren, dependiendo de la severidad de los defectos. 
• El método HFD es utilizado para detectar pulsos en los sistemas de la máquina. 
4.41 
• Las fallas de la frecuencia de engrane se elevan en el espectro a la frecuencia de engrane y 
armónicas. Las bandas vecinas ocurren como una condición de deterioro. 
• Dientes rotos, astillados o rallados se identifican como pulsos en la forma de onda en el tiempo [1]. 
• Los engranajes excéntricos son identificados a la frecuencia de engrane y con bandas vecinas a la 
velocidad del engranaje excéntrico. 
• Los problemas eléctricos en los motores eléctricos son identificados en el espectro como bandas 
vecinas igual al numero de polos multiplicado por la frecuencia de deslizamiento y a dos veces la 
frecuencia de la línea con sus armónicas. 
• Las barras rotas en el rotor generan vibraciones de bandas vecinas igual al número de polos 
multiplicado por la frecuencia de deslizamiento en la velocidad de operación y sus órdenes. 
• Las vibraciones por problemas en el estator y variaciones en el entrehierro se elevan a dos veces 
en la frecuencia de la línea y sus armónicas. 
• Los problemas comunes relativos a las bombas son; por un inapropiado flujo en el sistema, 
incluyen la recirculación, (alta cabeza) y la cavitación (baja cabeza). 
• La frecuencia de paso de alabes se produce si la tolerancia interna no es la correcta. 
• Los ventiladores pueden mostrar vibraciones a la frecuencia de paso de los alabes si hay 
problemas aerodinámicos en el diseño del; conducto, ventilador o del regulador de tiro. 
 
 
Referencias 
 
4.1. Taylor, James l., The Vibration Handbook, Vibration Consultants, Inc., Tampa, FL (1,994). 
 
4.2. Shigley, Joseph E., Mechanical Engineering Design, McGraw-Hill Book Co., NY (1,963). 
 
4.3. Campbell, W.R., "Alternating Current Electric Motor Problems: Part 2. Electromagnetic Problems," 
Vibrations, 1 (3), p 12 (Dec 1985). 
 
4.4. Baxter, Nelson L. Machinery Vibration Analysis III: Part 2, Vibration Institute, Willowbrook, IL 
(1995).