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Las máquinas, grandes selectores vibrantes, se había instalado en la planta hace varios años. Los fallos fueron causados por las grietas que se produjeron a lo largo de las soldaduras, planchas y vigas, que comprometieron la estructura de cada selector, y en ocasiones por fallas de los cables de suspensión de apoyo para los selectores. Estos fallos estructurales dejaron los selectores inoperables, y resultó en la pérdida de producción de aproximadamente 25 toneladas/hora por selector. Con ocho de estos selectores masivos operando dentro del complejo, y con un costo de venta de de $ 200/ton, las pérdidas de la producción neta eran cerca de un millón de dólares por día. Además, los costos recurrentes de mantenimiento a cargo de la planta petroquímica fueron sustanciales.

Los ocho selectores fueron utilizados en la producción sintética de urea de los hidrocarburos. Hoy en día el principal demanda mundial de la urea es como un fertilizante de nitrógeno sólido rico, pero también se utiliza para otras aplicaciones como la fabricación de adhesivos y polímeros. Cerca del final del proceso de producción, cada selector vibrante fue alimentado con un suministro de balines de urea a través de la boquillas superior que se encontraban cerca del extremo de la caja de cambios de la tolva del selector, véase la figura 1. El selector era impulsado por un motor de inducción de velocidad constante a través de una caja de cambios. Durante la operación, un eje de salida excéntrica en la caja del selector causaba que la tolva oscilara con fuerza en el plano horizontal. Las pantallas de malla que se organizaron dentro de la tolva permitieron que los balines se clasificaran por su tamaño, y los balines calcificados luego fueron descartados desde el fondo del selector. El selector fue apoyado con una estructura de base fabricada en relación con cuatro cables de suspensión, también en la figura 1, para permitir el movimiento que ocurre durante esta operación.

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Pruebas

La investigación detallada de dos de los ocho selectores de vibración se llevo a cabo en la planta para identificar la causa raíz de las fallas de los selectores, y para llegar a una solución efectiva y práctica al problema de la maquinaria para el cliente. Mientras que los selectores operaron en forma típica, un analizador de espectro de canal múltiple se utilizó para registrar detalladamente los datos de vibración de los principales componentes estructurales del selector, que incluyo la tolva y la estructura de la base. Se crearon las formas de Deflexión Operacional (ODS) del selector a partir de estos datos, para visualizar el movimiento del selector con precisión durante su forma normal de funcionamiento. Una prueba de modo de impacto en uno de los selectores también se llevó a cabo para establecer las frecuencias naturales de vibración y el modo de forma del montaje de los selectores. Debido a que las conexiones compatibles facilitaban el movimiento relativo entre la tolva y la estructura de apoyo, grupos separados de los impactos se realizaron en la tolva y en la estructura de apoyo del selector. De la tolva y la estructura de apoyo se vieron afectadas tanto en sentido horizontal y en sentido longitudinal, y las respuestas fueron registradas en diversos lugares a través del selector utilizando unos acelerómetros. El espectro de vibración representativo del selector se muestra en la Figura 2, y la velocidad operacional y sus armónicos son identificados como los picos a través del espectro de frecuencias.

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Además, las dimensiones clave de la estructura del selector que incluía los espesores de las placas y los soportes de las vigas habían sido medidas por el cliente, para identificar cualquier desviación potencial del diseño original que pudiera haber sido introducida accidentalmente durante el proceso de fabricación. Todas las dimensiones medidas fueron confirmadas que habían estado dentro de los límites de tolerancia de las dimensiones que se habían especificado en los planos de ingeniería de los selectores.

Análisis

Al mismo tiempo, se creó un modelo del elemento finito tridimensional (3D) del selector, que incluía la estructura de la base. Dibujos del selector fueron suministrados por el cliente, con los cuales se produjeron modelos geométricos sólidos en 3D (Figura 1) utilizando el software de modelado Pro/Engineer. El modelo 3D fue utilizado en el software ANSYS de análisis de elementos finitos (FEA), donde se destilaba en una malla de elementos que representan la estructura mecánica del selector. Las propiedades de los elementos adecuados, las propiedades del material, y las condiciones de los limites fueron asignados a los elementos con el fin de crear el modelo integral de elementos finitos del selector de vibración.

El modelo 3D de elementos finitos del selector se utilizó para realizar un análisis modal detallado que representó la aceleración de la gravedad en la dirección vertical, junto con las aceleraciones transversales y longitudinales que simulan el movimiento que fue inducido por la caja de cambios. El análisis de elementos finitos modal predijo las frecuencias naturales de vibración y el modo de vibración asociado a las formas del selector. El selector había sido diseñado para separar materiales sólidos granulados, por tamaño, a través de la aplicación de movimiento periódico a la estructura. Por lo tanto, las amplitudes de vibración más grande se producían en la velocidad operacional de salida de la caja de cambios, es decir, 3.56 Hz o 1x velocidad operacional (Figura 2), y los modos de flexión o torsión más allá de este movimiento del cuerpo rígido se consideraron en la evaluación del selector.

Diagnóstico

El modo de formas que había predicho analíticamente a través del FEA se comparó con el modelo de ODS, que representa el modo de forma experimental-identificado del selector. Tanto para la tolva como para la estructura de la base, los modos predichos de vibración analítica ocurrieron en las frecuencias que fueron aproximadamente 1.5 veces mayores que los modos de vibración que se habían identificado experimentalmente. Los resultados de la evaluación entre modos indicaron que la rigidez estructural de los selectores que había sido probado en las instalaciones había disminuido significativamente, a tal magnitud que cayó muy por debajo de la rigidez analítica prevista del diseño nominal del selector de vibración.

Utilizando ecuaciones estándar para la vibración de placas planas, las placas soldadas que forman la estructura del selector fueron analizadas para evaluar la influencia de las condiciones del borde de las frecuencias naturales de las vibraciones de la placa. El Modelar los bordes de las placas como los límites fijos, tuvo como resultado frecuencias de vibración de la placa que acertaron muy de cerca las predicciones del modelo FEA. El Modelar los bordes como límites simplemente apoyados en las frecuencias de vibración, tuvo como resultado frecuencias de vibración de la placa que cayeron consistentemente por debajo de los datos experimentales. Este resultado indica que los bordes de las placas, donde se encuentran las soldaduras, se había desarrollado una mayor flexibilidad en el tiempo transcurrido desde que los selectores se había instalado en la planta. La respuesta de cada placa se caracterizó por una rigidez que estaba limitada por las de simple soporte y de las condiciones de los borde totalmente sujetos. Micro-grietas, que se habían desarrollado gradualmente en las uniones soldadas, podrían causar una pérdida parcial de la rigidez del borde de cada placa, una explicación que era consistente con los hallazgos de la investigación.

La vibración de las placas que componen la estructura del selector, se encontró que tenían un efecto amplificador en la mayoría de los modos de vibración del selector, que ocurrió más allá de 4.99 Hz. Esto fue más pronunciado en los modos que coincidieron con los armónicos de la velocidad operacional del selector, 3.56 Hz. Los modos de placa, que coincidieron con la velocidad operacional (armónicos bajos) y con el primer armónico de la velocidad del motor, 19.16 Hz, ha demostrado ser perjudicial para las soldaduras en la estructura del selector de vibración. Estimulados por las resonancias, las placas respondieron con energía suficiente como para causar grietas de fatiga que se desarrollaban gradualmente en las zonas de soldadura de la estructura. Además, la flexión y torsión que se produjo durante los modos de frecuencia de resonancia natural de la tolva y la estructura de base generaron una gran cantidad de oscilación de la tensión en los cables de apoyo. Esta acción promueve el cansancio y la falla eventual de algunos de los cables pudiera tener lugar.

Además, un análisis de tensión de elemento finito cuasi-estático se llevó a cabo para predecir la respuesta operacional de estado estacionario de la estructura del selector mientras estaba cargado con la masa transitoria del producto sólido granulado. El cliente había suministrado las cargas de balines aproximado que se producen generalmente en partes clave de la estructura durante la operación del selector. Dentro del modelo de elementos finitos del selector, las cargas de balines fueron simuladas y una cuasi-estático FEA se llevó a cabo para predecir la respuesta de la estructura a las cargas. Los resultados de FEA indicaron que la masa transiente ocasionaba un estrés relativamente bajo en los lugares clave de la estructura, que incluyó los apéndices de apoyo y el acoplamiento entre la caja de cambios y el encabezado principal de la tolva.

También se considera fue el peor caso de la impacto neto de carga que fue creado por la pérdida de impulso que se produjo cuando el producto granulado cayó en la tolva del selector. Los cálculos mostraron que cuando se integran en la tolva, la magnitud neta de sólo el impacto de los balines sobrepase el estado estacionario de gravedad de la carga de la tolva llena, si la duración del impacto promedio fue de menos de un milisegundo. En vista del bajo módulo de elasticidad del producto, la pérdida de impulso requieren más de un milisegundo. Por lo tanto, la tasa de transferencia de energía cinética de los balines no crearía fuerzas excesivas sobre las placas de la tolva.

Estos resultados de análisis adicionales dan a entender que las resonancias de simpatía entre los modos de menor frecuencia y los armónicos de la velocidad operacional, crearon un alto estrés en la estructura, y no las cargas constantes que se produjeron mientras se estaba procesando el producto. Por lo tanto, el estrés mecánico excesivo en la estructura que vibra del selector, causo las grietas en las soldaduras que se desarrollaron con el tiempo.

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Solución

Para resolver el problema de la falla de los selectores de vibración, se recomendó que las grietas existentes en las articulaciones principales soldadas en la estructura, se repararan inmediatamente, tanto para restaurar la rigidez estructural general del selector para aproximarse al del diseño teórico y evitar otras posibles fallos que se pudieran producir ocasionados por las articulaciones debilitadas. Además, la amortiguación de los modos de la placa de la estructura, se recomendó reducir el factor de amplificación, y, por lo tanto, la respuesta de vibración en detrimento del selector. Esto se llevó a cabo de manera práctica mediante la aplicación de capas de material amortiguador a los paneles de la tolva del selector (Figura 3). Para mejorar la vida útil de las vigas estructurales y los cables de apoyo, se recomendó que la torsión y flexión de las frecuencias de modo debían aumentar, para desplazar aún más lejos las frecuencias del selector vibrante y sus armónicos. La soldadura de las costillas horizontales ubicadas estratégicamente a lo largo de las vigas principales de la estructura del selector, se propuso como el medio más eficaz para aplicar este aumento de la rigidez estructural (Figura 4). La reinstalación de la tapa de aluminio de la tolva con una junta de goma mas delgada de la que se había suministrado originalmente, la adición de los pernos de apoyo a las esquinas de la tapa, y el volver a apretar las abrazaderas, fueron medidas prácticas complementarias que también se sugirieron para cambiar las frecuencias de vibración del selector.

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Una vez en marcha, estas modificaciones clave aumentaron la vida útil del selector de vibración drásticamente mediante la eliminación de los frecuentes fracasos de las vigas estructurales, placas, y los cables de suspensión que había hecho de los selectores de la planta poco fiables. Esta acción eliminó las grandes pérdidas de producción que habían afectado a la planta petroquímica, que contribuyó de inmediato a la rentabilidad del complejo.

Maki Onari, Gerente de Turbomachinery Testing, supervisa y realiza soluciones mecánicas, Incluyendo pruebas de proyectos de maquinaria de rotación in situ. Domina todas las herramientas de análisis, también ha realizado y dirigido diversos proyectos de análisis de elementos finitos. Su carrera profesional de más de trece años incluye experiencia petroquímica, y que ha realizado el análisis de rotación de maquinaria, diagnóstico, resolución de problemas y estudios de fracaso en las turbinas de vapor, turbinas de gas, compresores centrífugos, bombas, generadores, motores, secadoras centrífugas y ventiladores.

Eric Olson, Ingeniero Principal de Mechanical Solutions, Inc. es un líder reconocido en la industria de la turbo maquinaria, con más de 25 años de experiencia, Su amplia experiencia incluye el diseño y análisis de bombas centrífugas y compresores, turbinas de gas y de vapor. Eric y su personal establecieron un negocio de desarrollo y diseño de turbo maquinaria.

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