Resumen

Se presenta el análisis de la falla de las aspas de un soplador de alta velocidad, ocurrida a las pocas semanas de operación después de su instalación en un sistema de quema de gas (flare). Las evidencias obtenidas en los estudios fractográficos y en la auditoría dinámica del conjunto moto-soplador muestran que la falla se produjo por la combinación de dos causas: defectos en el material generados durante el proceso de fundición de las aspas, y, operación en resonancia del primer modo lateral de vibración. La combinación de causas provocó la fractura por fatiga de alto ciclo de una de las aspas, y la porción desprendida luego impactó y fracturó las aspas restantes. Los hallazgos permitieron, con la participación del fabricante del soplador, auditar el diseño y la fabricación de las aspas para establecer los correctivos necesarios.

Introducción

El soplador está montado sobre un tubo de admisión de aire de 36 pulgadas de diámetro (Figura 1). Tiene un total de 6 aspas rotatorias fabricadas en fundición de aluminio y 9 aspas estáticas colocadas aguas abajo de las rotatorias, que direccionan apropiadamente el aire El mismo está accionado por un motor eléctrico de 100 HP capaz de operar a 900 y 1800 r.p.m., dependiendo del volumen de gas que circula por el flare.

Con tan sólo pocas semanas de operación en régimen intermitente, las aspas del soplador fallaron en forma catastrófica. Se inició entonces el proceso formal del análisis de la falla para determinar las causas que la produjeron y definir las acciones preventivas y/o correctivas.

Inspección visual de daños en el sitio

En la inspección se encontró lo siguiente:

• Fractura al nivel de la raíz de las seis aspas rotativas.
• Daños por rotura de la rejilla de protección.
• Daños por impacto en las aspas fijas.
• Se encontraron fragmentos de las aspas rotatorias a distancias hasta de 60 metros alrededor del flare.

Análisis realizados

Como parte del análisis de falla se efectuaron las inspecciones y pruebas descritas en detalle en las secciones siguientes:

Análisis Metalúrgico por Microscopía Electrónica de Barrido (MEB)

Se evaluaron mediante microscopía electrónica de barrido las caras de fracturas de las seis muestras pertenecientes a las bases de las aspas.

En la Figura 3, se observa el registro microfractográfico de la muestra de aspa que presentó la superficie de fractura con menor irregularidad (mayor planitud). En la misma se muestra un área con defectos microestructurales asociado a una zona aparente de fatiga, la cual esta situada en el borde exterior de la superficie de fractura. Los defectos microestructurales se muestran en forma de porosidades producto de la contracción u encogimiento de la microestructura (shrinkage porosities), los cuales contienen empaques dendríticos y microgrietas secundarias, característico de una fusión incompleta por enfriamiento brusco durante la fabricación de las aspas. Este tipo de defectos puede actuar como puntos concentradores de esfuerzos originando microagrietamiento en la estructura, pudiendo representar el punto de inicio de la falla.

En la Figura 4, se muestra una imagen amplificada de la zona de fatiga, donde se observa claramente estriaciones de fatiga de alto ciclo iniciadas en el borde externo de la superficie, precisamente, donde se generan las grietas producto de los defectos microestructurales. Las estriaciones se presentan uniformemente espaciadas con características similares a las producidas por variaciones de cargas de excitación en servicio. De acuerdo a estas evidencias y a los resultados del estudio de vibraciones, se confirma que la falla ocurrió por agrietamiento debido a un mecanismo de fatiga de alto ciclo.

Auditoría a la Respuesta Dinámica del Soplador

El patrón de fractura y las estriaciones encontradas en el análisis fractográfico sugirieron la posibilidad de que la falla se hubiera producido por fatiga, inducida por resonancia mecánica. La resonancia se produce cuando las fuerzas alternas que actúan sobre un sistema lo hacen a una frecuencia que coincide, dentro de un rango, con alguna de sus frecuencia naturales. Para determinar si el soplador operó en resonancia es necesario construir el Diagrama de Interferencia ó Diagrama de Campbell, con las frecuencias naturales, las fuerzas o fuentes de excitación y el ancho de banda para coincidencia.

Frecuencias Naturales del Moto-Soplador

Fueron solicitadas al fabricante quien notificó no tenerlas. En sus prácticas no está la ejecución de pruebas de impacto para determinar las frecuencias naturales estáticas de las aspas, y mucho menos las dinámicas. Las frecuencias naturales estáticas se obtuvieron con pruebas de impacto en sitio, aprovechando la existencia de aspas idénticas en otro soplador que operaba a menor velocidad. La medición de las frecuencias naturales dinámicas quedó fuera del alcance de este análisis por no disponerse de instrumentación sofisticada (strain gages, sistema de transmisión de datos por telemetría y fuente independiente de aire para producir un jet de alta velocidad que perturbe las aspas mientras giran). Se sabe sin embargo que las frecuencias naturales dinámicas son levemente mayores a las estáticas, debido al efecto rigidizante que producen las fuerzas centrífugas durante la rotación. La Figura 5 muestra el arreglo de equipos utilizado para la prueba, donde destacan:

1. Aspa del soplador.
2. Acelerómetro.
3. Martillo instrumentado.
4. Colector de datos de vibración SKF Microlog (1 canal).
5. Computador con programas en Excel y MathCad para procesar la información.
6. Información procesada.

El acelerómetro fue adherido a la punta del aspa con cera de abeja ya que las mismas están hechas de fundición de aluminio y no son magnéticas. Su señal de salida se introdujo al colector de datos y se grabó la respuesta en base tiempo. Pruebas preliminares ayudaron a determinar los ajustes óptimos de la frecuencia de muestreo, activación del pre-disparador (pre-trigger) y escala de saturación del colector, para que la respuesta (vibración) fuera capturada completa y sin distorsión, como la mostrada en la Figura 6. El eje de las abscisas es el tiempo en segundos y el de las ordenadas es la respuesta del acelerómetro en voltios.

Con el martillo instrumentado se impactó la punta del aspa, cerca del acelerómetro. El martillo está provisto de una celda de carga que mide la fuerza del impacto, pero no pudo ser conectada al colector SKF por tener sólo un canal. Vale decir que con el registro simultáneo del acelerómetro y el martillo se hubieran obtenido, además de las frecuencias naturales o autovalores, la forma de vibración (autovectores) y los parámetros dinámicos K (rigidez), M (masa) y C (amortiguamiento) asociados a cada modo presente en el rango de frecuencias de interés. Con un sólo canal, sin embargo, se identificaron las frecuenciasnaturales fn (picos de respuesta), y se calcularon la tasa de decaimiento σ de la respuesta, la razón de amortiguamiento ζ (ec. 1), el decremento logarítmico δ (ec. 2) y el factor de amplificación Q del pico (ec.3).

Un programa Excel conectado a otro en MathCad procesó los datos del colector. La respuesta del acelerómetro en base tiempo fue leída por la hoja Excel y transferida a la hoja MathCad, donde se le aplicó las Transformadas de Fourier (FFT) y de Hilbert para generar el espectro y la función envolvente, respectivamente. Los resultados, retornados nuevamente a la hoja Excel, sirvieron para identificar y calcular las fn, σ, ζ, δ y Q. La toma y el procesamiento de datos antes descrito se repitió varias veces a tres de las seis aspas del soplador.

La Figura 7 muestra el espectro de la respuesta a un impacto hasta un rango de 1000 Hz. El eje de las abscisas es la frecuencia en Hz y el de las ordenadas la respuesta del acelerómetro en voltios. En ella se observan los picos correspondientes a las frecuencias naturales, destacándose uno a 57 Hz. Otro espectro hasta 100 Hz, Figura 8, revela que en realidad existen dos frecuencias naturales próximas a 56.5 y 58.0 Hz.

Aunque se requieren los autovectores para identificar el modo (lateral, torsional, angular, mixto, etc.) asociado a cada pico, se cree que uno de ellos es el primer modo lateral y el otro el primer angular, ejemplificados en la Figura 9.

La altura predominante, en comparación con la cuerda y el espesor del aspa, hace que la misma sea bastante flexible en las direcciones lateral y angular, y que requiera poca energía para excitar ambos modos con un golpe en la punta. El pico a 60 Hz presente en la Figura 8 es de origen electromagnético y no debe ser asociado a la característica mecánica del sistema.

Como lo comentáramos antes, con la respuesta en base tiempo se obtuvieron σ, ζ, δ y Q. El cálculo de σ, sencillo cuando se trata de una sola frecuencia natural, se complicó por la existencia de frecuencias naturales cercanas (56.5 y 58.0 Hz) y del pico a 60 Hz. La Figura 6 deja ver la fuerte modulación que produce este hecho en la respuesta transitoria y la envolvente. Pese a ello, se observó poca modulación entre 1.5 y 2.25 seg y el ajuste de σ por mínimos cuadrados se limitó a este segmento de la envolvente, Figura 10.

Las Tablas 1 y 2 resumen las frecuencias naturales estáticas y los resultados de las pruebas de impacto. Se espera que los valores de σ, ζ y δ aumenten y los de Q disminuyan con el soplador girando debido al incremento de las fuerzas de roce en las uniones aspa-cubo y la adición de amortiguamiento proveniente del aire que circula entre las aspas.

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Fuentes de Excitación y Ancho de Banda

La Tabla 3 resume las fuentes de excitación, anchos de banda y modos de vibración normalmente considerados por fabricantes, normas y consultores independientes. En este caso se consideraron como fuente de excitación los cuatro primeros ordenes de la velocidad de rotación del rotor (1X, 2X, 3X y 4X) y los dos primeros ordenes de las frecuencias de paso de venas estáticas "vane pass frequency" (1VPF y 2VPF) y aspas del rotor "blade pass frecuency" (1BPF y 2BPF). Debe aclararse que no todas las fuentes citadas Pag 4 de 5 consideran relevante la frecuencia de paso de aspas en los esfuerzos de las aspas del rotor. El ventilador de este análisis tiene seis (6) aspas en su rotor y nueve (9) aspas estáticas que enderezan el flujo aguas abajo. Las frecuencias de paso de venas y aspas consideradas correspondieron entonces a 6X, 9X, 12X y 18X la velocidad de rotación del rotor. La banda de interferencia, típicamente seleccionada entre ±10% y ±20% alrededor del rango de velocidades de operación del rotor, se fijo en ±10%. En este caso particular el ventilador gira a 900 ó 1.800 RPM, dependiendo del flujo de gas que pasa por el flare.

Diagrama de Campbell o de Interferencia

Se muestra en la Figura 11. El eje de las abscisas muestra la velocidad de giro del motor en Hz, las ordenadas la frecuencia natural de las aspas en Hz, las líneas horizontales corresponden a las frecuencias naturales de las aspas identificadas en las pruebas de impacto, las diagonales que parten del origen representan las fuentes de excitación y las zonas encerradas entre líneas verticales intermitentes corresponden a las bandas de interferencia alrededor de las velocidades de operación del conjunto moto-ventilador.

Puede verse como para ambas velocidades de operación existen puntos potenciales de resonancia (encerrados con círculos y triángulos). Los que involucran frecuencias naturales y ordenes de excitación bajo, requieren atención especial ya que son fáciles de excitar y sus modos de vibración amplifican considerablemente los esfuerzos. Según esto, ninguna de las interferencias encerradas con triángulo se consideró de alto riesgo, excepto la encerrada en círculo rojo, que involucra el primer modo de vibración lateral y el armónico 2X de la velocidad de giro del rotor. Este modo, semejante al de una viga en cantiliver, Figura 9, provoca los mayores esfuerzos en la base del aspa, justo donde fracturaron las aspas del ventilador que falló. Los factores de amplificación de la Tabla 2 además nos dicen que este modo, bajo resonancia, incrementa los esfuerzos de 150 a 350 veces.

Conclusiones

1. De acuerdo a las evidencias y resultados presentados se concluye que la falla de la primera aspa se produjo por el mecanismo de fatiga de alto ciclo. Los altos esfuerzos se originaron por la operación en resonancia del primer modo lateral de vibración, aunado a defectos de fundición que sirvieron de concentradores de esfuerzo. La primera aspa, fracturada por fatiga, impactó y terminó de fracturar el resto de las aspas.
2. Las aspas del soplador mostraron defectos microestructurales en forma de porosidades con empaques dendríticos y microgrietas secundarias (shrinkage porosities), producto de la contracción o encogimiento de la microestructura por efecto de una fusión incompleta y enfriamiento brusco durante su manufactura. Este tipo de defectos actúa como puntos concentradores de esfuerzos, pudiendo representar el punto de inicio de la falla.

Recomendaciones

1. Notificar al fabricante los resultados del análisis a fin de que mejoren el proceso de fundición. Solicitar además la información necesaria para auditar el diseño actual de las aspas y poder determinar si es necesaria alguna modificación. Se anexa la información típicamente requerida para llevar a cabo una auditoría del diseño.
2. De requerirse un cambio, auditar el nuevo diseño propuesto por el fabricante a fin de garantizar que el mismo esté libre de nuevas resonancias.
3. Realizar pruebas de impacto a las nuevas aspas después de fabricadas para garantizar que las tolerancias de fabricación y ensamblaje no han cambiado en forma significativa las frecuencias naturales de diseño.

Anexo – Información para auditoria diseño

La información típicamente solicitada a los fabricantes para poder auditar el diseño de las aspa incluye:

1. Frecuencias naturales (teóricas y medidas) de las aspas para los primeros modos laterales, axiales, torsionales y combinados. Los valores medidos deben ser con las aspas ensambladas sobre el ventilador, para tomar en cuenta los efectos de estructura, soportes, unión aspa-cubo, etc.
2. Si las frecuencias naturales del punto anterior fueron medidas con el ventilador parado (sin rotación), entonces deberá indicarse cuanto se incrementan estas frecuencias por los efectos rigidizantes que produce la velocidad de rotación.
3. Diagrama de Campbell o de Interferencia. El mismo debe mostrar las curvas de frecuencias naturales y las líneas de posibles excitaciones. Como líneas de excitación deberán incluirse 1X, 2X, 3X y 4X de la velocidad de giro del ventilador; 1X, 2X, 3X y 4X de la velocidad de giro del motor, 1X y 2X de la frecuencia de paso de las venas estáticas direccionales y 1X y 2X de obstrucciones o soportes estructurales que se interpongan en el paso libre del aire a través del ventilador.
4. En caso de que se presenten puntos de interferencia dentro de la banda de +/- 5% alrededor del rango de velocidad de operación del ventilador, incluir los análisis de esfuerzos y diagramas de Soderberg para estimación de vida a fatiga.
5. Valores de frecuencias naturales y esfuerzos bajo resonancia obtenidos con Análisis de Elemento Finito (FEA) son aceptables sólo si las predicciones del modelo FEA han sido calibradas con pruebas de impacto (análisis modal) para la condición estática o "sin rotación".

Autores:
Luis Barreto Acuña
Enrique J. González.