Análisis de vibraciones de un ventilador de secado de cereal

En este artículo se analiza un caso práctico de una empresa radicada en Santa Fe.
Por: Marcos Palmieri, Fernando Palmieri*

secado de cereal

Este equipo es usado para el secado de cereal en una empresa radicada en la zona sur de la provincia de Santa Fe y a raíz de estos problemas es sometido a muchas paradas para mantenimiento por lo que se reduce la productividad de la instalación.

A pesar de ello, durante las reparaciones e inspecciones no se han encontrado defectos a los cuales se pueda atribuir de manera directa los elevados niveles de vibraciones, solamente se observaron fisuras en las bases de hormigón donde se fijan los pedestales de apoyo y el deterioro prematuro de los rodamientos. Es por ello, que se decidió como primera aproximación, estudiar cómo se comportaba dinámicamente este rotor.

La dinámica de rotores juega un rol importante en la ingeniería, es una disciplina que se aplica al estudio de equipos como turbinas de gas, turbinas de vapor, compresores y ejes de máquinas herramientas.

La creciente necesidad de equipos de alta potencia, alta velocidad y bajo peso, ocasiona que los mismos, superen en funcionamiento, una o más velocidades críticas. Estas son las velocidades donde el eje, por sus propiedades de elasticidad y masa, tiene tendencia a vibrar por sí solo y además tiene menor capacidad de disipar energía. Las mismas se manifiestan como velocidades donde el rotor vibra con más intensidad y esto se puede apreciar cuando se hace arrancar una máquina y durante el arranque al pasar por ciertas velocidades vibra excesivamente y luego al seguir aumentando la velocidad de giro vibra menos. Funcionar en las cercanías de estas velocidades puede ser peligroso para los equipos, por lo tanto, la determinación de estas velocidades es fundamental para lograr un correcto funcionamiento.

El Grupo de vibraciones Mecánicas de la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional San Nicolás fue consultado para analizar los problemas de vibraciones que se presentan en los ventiladores de uno de los secadores de Cereal de un complejo agroindustrial. Esta instalación consta de 2 ventiladores de caudal de 250m3/h con 750 rpm de velocidad máxima y un motor de 1300 kW cada uno (figura 1). Son ventiladores centrífugos de doble succión, y tienen una transmisión mediante un acople tipo cardán entre el reductor y el ventilador.

Desde su puesta en marcha, estos equipos, experimentaron problemas de vibraciones de elevada amplitud, llegando a valores de 16mm/s en funcionamiento. No obstante, no existía un historial detallado de todos los problemas que sufrió con el correr de los años y la única información disponible es el registro de una reforma efectuada para rigidizar los pedestales y dos informes realizados por sendas empresas de ingeniería, acerca de esta reforma.

Uno de estos análisis de vibraciones, se realizó sobre los macizos de hormigón, dando como resultado la presencia en el espectro de frecuencias provenientes del ventilador, la existencia de fisuras visibles en el hormigón y recomendando un análisis sobre el ventilador.

planta secadora de cereal

Básicamente cuando el ventilador funcionaba cerca de las 620 rpm los sistemas de control indicaban un exceso de vibraciones. Esto fue constatado mediante análisis de espectro de vibraciones y también en el registro del sistema de control de la instalación (SCADA). En primera instancia se pudo observar que no existía una correlación entre el problema y la temperatura de operación del secador del aire, dado que las vibraciones excesivas se manifestaban a cualquier temperatura de operación.

Los niveles de alarma están fijados en 5mm/s para precaución y 15mm/s para detención de emergencia del equipo. Estos valores de operación son muy altos y permitir que los equipos operen en esos valores es una probable causa de las fisuras en las bases de hormigón observadas en los estudios mencionados.

Por último en ambos ventiladores se habían producido fallas mayores en los rodamientos por sobrecargas, el caso más reciente había sido la falla de un rodamiento 22232 EA W33 C3 que se manifestó por un aumento de la temperatura después de 1200 hs en servicio. Esto motivo su reemplazo.

Las pistas del rodamiento extraído del equipo se observan con un color pardo, principalmente del lado de la válvula de grasa por aumento de la temperatura, las pistas externa, interna y rodillos (figuras 2, 3 y 4) muestran marcas de pisado de partículas provenientes de la jaula separadora, La pista externa tiene marcas en toda la circunferencia del lado de la válvula de grasa, lado opuesto al mando, indicando que existe una carga axial que hace que el rodamiento trabaje no sólo en la parte inferior de la pista externa sino en todo una pista del aro exterior .

La Jaula separadora presenta signos de desgaste por rozamiento en los laterales y en los tabiques entre rodillos (figura 5), esto se puede atribuir a una deficiencia en la lubricación. La escasez de lubricante se atribuyó a que los periodos entre lubricación muy prolongados (840 hs) y a que el disco centrifugador extraía demasiada grasa de esa pista de rodadura.

La pista interior tiene un mal ajuste sobre el eje (figura 6), solo apoya la mitad del aro, esto presumiblemente se debe a que el eje tiene una leve conicidad o una diferencia de diámetros en el ancho del rodamiento.

No obstante, esta falla del rodamiento, las vibraciones no eran consecuencia de la misma. Esta falla solo pone de manifiesto la existencia de carga axial excesiva en los cojinetes.

Luego del estudio inicial del equipo se plantaron las siguientes hipótesis de estudio:

• Problema de resonancia por funcionamiento cerca de una frecuencia natural
• Problemas de succión entre sí o turbulencia en la cámara
• Problemas de dilatación (carga axial)
• Problemas eléctricos inducidos por el variador
• Problemas de turbulencia interna, frecuencia de pasaje de alabes

En este trabajo se toma como objetivo analizar la primera hipótesis y para ello determinar las frecuencias naturales del ventilador y compararlas con los espectros medidos para establecer si durante la operación se están excitando alguna de las velocidades críticas del rotor.

El estudio de las velocidades críticas y como evitarlas en operación o modificar el diseño del equipo para que pueda operar en forma segura en el rango de velocidades de trabajo es uno de los objetivos fundamentales del análisis roto-dinámico [1].

Actualmente, el método de los elementos finitos y el método de la matriz de transferencia son los dos caminos más usuales para analizar el comportamiento de los sistemas rotor cojinete [2]. El método de los elementos finitos permite modelar el sistema rotor-cojinetes mediante un sistema de ecuaciones diferenciales de segundo orden que se deben resolver numéricamente para poder estimar la respuesta del rotor [3]. La aplicación de modelos de elementos finitos en dinámica de rotores ha sido exitosamente verificada [2]. No obstante, el principal inconveniente de este camino es que requiere una gran capacidad de cálculo, la programación es compleja y, en general, requiere un conocimiento de la geometría preciso. Es por ello que muchas veces para usar este método se recurre al uso de programas comerciales.

Finalmente, Vance [4] sostiene que las estimaciones numéricas de las velocidades críticas de rotores normalmente pueden tener un error de determinación de menos del 5%.

Desarrollo
Descripción del funcionamiento del equipo.

Este ventilador trabaja en un ciclo de calentamiento de 25 horas donde su velocidad de rotación se alterada en distintos momentos del proceso mediante un variador electrónico. De esta forma se controlar la velocidad de secado del grano. El proceso arranca con insuflado de aire caliente a 80ºC mezclado con azufre en estado gaseoso a la cámara donde se encuentra el producto a secar. Para hacer un barrido del azufre durante las últimas 7 horas se enfría el producto incrementando la velocidad de los ventiladores e incorporando aire frio, para dejar el secador a 27ºC.

El sistema de control de la instalación monitorea las vibraciones en forma continua mediante dos sensores Wilcoxon de 10 mV/g en posición horizontal montados en los cojinetes del ventilador. Este sistema almacena un registro de un mes de datos de vibración en valor RMS (valor medio cuadrático por sus siglas en ingles). A partir de estas mediciones los operadores observaron que no existe una correlación entre el problema de vibraciones y las temperaturas del secador, ni tampoco con las de los rodamientos. También se pudo observar que no siempre la falla se presentaba en ambos soportes o cojinetes, sino que muchas veces el equipo alcanzaba los valores de alarma sólo para el pedestal del lado libre y el otro rodamiento permanecía en valores por debajo de la alarma, los equipos fueron balanceados varias veces sin buenos resultados.

Físicamente el ventilador sólo presentaba síntomas de desperfectos en los anclajes como se muestra en las figuras siguientes, donde se observa desprendimiento de material de la base de hormigón y la rotura de los pernos de sujeción de la voluta del ventilador.

Medición de vibraciones

Para este estudio se midieron las vibraciones usando un analizador Vibracheck 100 de dos canales y sensores Wilcoxon 786A de 100 mV/g. Las primeras 5 mediciones se realizaron en frio, dentro del recinto del ventilador, simulando un arranque hasta el 90% de la velocidad de operación, dado que por el tipo de atmósfera no se puede ingresar cuando está operando. Luego se realizaron mediciones con el equipo en condiciones de trabajo, conectando el analizador a los sensores con los que estaba instrumentado el ventilador para el sistema de monitoreo continuo mencionados en el apartado anterior.

En la figura 10 se muestran los espectros obtenidos, en ellos se observa una componente elevada en el orden de 85Hz a 88Hz en ambos apoyos, este pico variaba un poco entre mediciones debido a pequeñas diferencias en la velocidad de giro del momento de la medición. Durante las mediciones no se hizo operar el ventilador a 620 rpm para no correr riesgos de ocasionar daños mayores en el ventilador dado que en ese rango mostraba problemas de vibraciones excesivas.

Estudio por elementos finitos

Para este análisis de debió relevar el rotor del ventilador completo y dibujarlo con un software de dibujo en 3D. Luego se construyó un modelo de elementos finitos.

El rotor está formado por dos piezas, el eje y el cuerpo. El mallado del cuerpo se realiza con elementos parabólicos, con tamaños que varían desde 150mm en las partes más grandes a 9mm en los agujeros de sujeción y nervios donde se requería refinar la malla. Esto permitió obtener un mallado con 108471 elementos, con un alargamiento promedio de 0,5756mm y mínimo de 0,0077mm. El eje se malló con elementos parabólicos de tamaño 80mm refinado a 9mm en los agujeros y se obtuvo una malla con 185293 elementos de un alargamiento promedio de 0,6848mm y mínimo de 0,2271mm. Para ambas piezas se empleó como material un acero común de construcción mecánica.

Se resolvió el sistema del rotor simplemente soportado sin considerar los pedestales usando el software de análisis FEA, y se obtuvieron las frecuencias naturales del rotor por sí solo.

Luego se realizaron también modelos de elementos finitos de los pedestales para determinar sus frecuencias naturales y la rigidez de los mismos en las tres direcciones. La rigidez se determinó suponiendo cargas de 1 tonelada en cada dirección donde apoya la cajera del rodamiento y se determinaron por elementos finitos las deflexiones de esa superficie de apoyos (figura 12).

Finalmente estas constantes de rigidez se usaron como constantes de resortes para modelar por elementos finitos el efecto de los pedestales flexibles sobre las frecuencias naturales del rotor. Para ello se reemplazaron los soportes simples por elementos del tipo resorte que vinculaban el eje a los apoyos o puntos de restricción en las tres direcciones en cada uno de los extremos del eje.

Discusión de resultados

Se puede afirmar que las velocidades críticas del rotor no coinciden con las frecuencias dominantes que aparecen en los espectros y que son del orden de entre 85 y 88 Hz. Siendo la segunda crítica determianda por elementos finitos del orden de los 78 Hz. Para las mediciones realizadas cerca de las rpm donde se produce el problema aparecen picos en el espectro en frecuencias cercanas a la frecuencia natural del pedestal de 117 Hz.

Se puede observar en todos los espectros la presencia de la frecuencia del pedestal lado libre para ambos casos, manifestando siempre amplitudes altas, incluso superando el pico de 1X. Si bien no se logró establecer la causa de esta diferencia, una conjetura inicial, que además, se relaciona con la carga axial evidenciada en la falla del rodamiento analizada, permite considerar la posibilidad de atribuir esta diferencia a un problema aerodinámico dentro del recinto, dado que los ventiladores se encuentran paralelos dentro de él y aspiran por los costados, puede que exista una succión entre los mismos. Sólo a modo de aproximación inicial se midió con un anemómetro en el interior del recinto del secador, con una velocidad de giro del orden del 30% de la potencia máxima y se obtuvo una diferencia de 3m/s en la velocidad de aire a ambos lados del ventilador.

Producto de estos datos se plantea como un trabajo a futuro, simular la succión de los ventiladores dentro el recinto del secador, para intentar cuantificar la posible carga axial, que esto produce sobre los rodamientos y los pedestales de los ventiladores. Esta carga puede ser la razón del deterioro excesivo de los mismos.

Conclusiones

A partir de las mediciones y de los modelos de elementos finitos, se observa que las frecuencias dominantes en los espectros de vibraciones se corresponden con frecuencias naturales de los pedestales, siendo el pedestal lado libre el que se manifiesta más habitualmente.

Las vibraciones excesivas no se pueden atribuir a un funcionamiento cercano a una de las velocidades críticas del rotor.

Bibliografía

[1] Vance J. M. Rotor dynamics of Turbo machinery, John Willey & Sons, New York, 1988.
[2] Sheng-Chung Hsieh, Juhn-Horng Chen, An-Chen Lee. “A modified transfer matrix method for the coupling lateral and torsional vibrations of symmetric rotor-bearing systems”. Journal of Sound and Vibration.289, pp 294-333. 2006.
[3] Muszynska A. Rotor dynamics, Taylor & Francis Group, Boca Raton, Florida, 2005.
[4] Vance J. M. Murphy B.T. and Tripp H. A. Critical Speeds of Turbo machinery: Computer predictions vs. Experimental Measurements. Part II, ASME Design Engineering Division Conference and Exhibit on Mechanical Vibrations and Noise, Cincinnati, Ohio, September 10-13, 1985.
[5] Klempnow, A. Análisis de vibraciones FAN 2 de secadora Malta II. 2011.
[6] Rinaldi V. y Dauverne, A. Estudio de vibraciones de rodamientos de la planta del tostador. 2008.