Bump Test: Cómo Identificar Resonancia en Rotor Antes del Comisionamiento

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Por qué la resonancia mata generadores

La resonancia mecánica ocurre cuando la frecuencia de la excitación operativa (ω_operación) coincide o se acerca a una frecuencia natural del sistema (ω_natural). En generadores, la excitación dominante es el desbalance residual girando a 1× RPM, con armónicos significativos en 2× y 3× por desalineación, holguras y fuerzas magnéticas. Si cualquiera de estas componentes cae cerca de un modo del rotor o de los soportes, la amplitud de vibración se amplifica por un factor que depende del amortiguamiento del sistema — el factor Q.

Amplificación dinámica: en sistemas mecánicos poco amortiguados (rotores de turbogenerador en cojinetes de película fluida), el factor Q se ubica típicamente entre 10 y 50. Esto significa que un desbalance residual que en condiciones fuera de resonancia produciría una vibración aceptable de 1 mm/s, en condición de resonancia puede generar 10–50 mm/s — muy por encima de las zonas C y D de ISO 10816 (alarma y disparo). La operación normal del generador, sin falla añadida, se vuelve por sí sola destructiva.

Consecuencias mecánicas: la amplificación sostenida en resonancia acelera todos los mecanismos de daño del tren rotativo. Fatiga del eje por flexión alternante en zonas de concentración de esfuerzos. Falla prematura de cojinetes por sobrecarga dinámica del pad o de las pistas de rodadura. Desgaste de acoples por movimientos relativos cíclicos entre semiacoples. Fractura de paletas ventiladoras, soltura de cuñas en ranuras del estator, degradación del aislamiento del devanado por movimiento mecánico y, en casos extremos, fractura catastrófica del eje.

Casos típicos en generadores: turbogeneradores de 1,800 RPM (60 Hz, 4 polos) y 3,600 RPM (60 Hz, 2 polos) son los más sensibles porque su rango operativo cae naturalmente cerca de los primeros modos de flexión del rotor — la velocidad crítica suele ubicarse en proximidad peligrosa a la velocidad sincrónica. Turbogeneradores de turbina de gas y vapor requieren validación modal previa al comisionamiento sin excepción. En hidrogeneradores de baja velocidad sincrónica el problema migra hacia los modos de la estructura de soporte y la bancada, donde la rigidez modificada por anclajes o cimentación puede generar resonancias estructurales que la operación amplifica.

Por qué el balanceo solo no es suficiente: el balanceo dinámico reduce la fuerza excitadora (desbalance de masa) pero no cambia las frecuencias naturales del sistema — esas dependen de la distribución de masa y rigidez del conjunto, no de su balance. Un rotor balanceado a grado G1.0 de ISO 21940 puede aún entrar en resonancia si una frecuencia natural cae sobre la velocidad de operación. El bump test es la única prueba que caracteriza ese riesgo antes de energizar.

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Cómo se interpretan los resultados

La salida principal del bump test es la función de respuesta en frecuencia (FRF) medida en cada punto crítico del sistema. En un FRF de un rotor sano, los picos resonantes están claramente separados de la frecuencia de operación y de sus armónicos. Cada pico corresponde a una frecuencia natural y su anchura informa sobre el factor de amortiguamiento. La identificación de modos se cierra con análisis de fase entre puntos para reconstruir la forma modal (flexión, torsión o modo rígido del conjunto).

Tolerancia de margen — ISO 7626 e IEEE 502

El criterio de aceptación se expresa como la separación porcentual entre la frecuencia natural más cercana y la frecuencia de operación (o sus armónicos 1×, 2×, 3×):

Ejemplo de interpretación — turbogenerador 30 MVA

Turbogenerador 30 MVA, 4 polos, velocidad operativa 1,800 RPM (30 Hz). Bump test sobre rotor montado revela un modo de flexión principal a 32 Hz. Cálculo de margen: |32 − 30| / 30 = 6.7 %. Resultado: margen muy por debajo del mínimo recomendado de 15 % — la frecuencia natural cae críticamente cerca de la velocidad operativa, con amplificación dinámica esperada por factor Q en zona de resonancia. Diagnóstico: resonancia inminente en operación nominal. Recomendación: no comisionar hasta modificar la rigidez del sistema (refuerzo de soportes del estator, revisión de anclajes a la bancada, evaluación del acople) o reconsiderar la velocidad operativa si la aplicación lo permite.

Diagrama Campbell — critical speed map

El diagrama Campbell sintetiza el resultado del bump test en un único gráfico de frecuencias naturales frente a velocidad de rotación. Las frecuencias naturales se trazan como líneas horizontales; las líneas de excitación 1×, 2×, 3× RPM se trazan como rectas inclinadas que crecen con la velocidad. Las intersecciones entre líneas modales y líneas de excitación marcan las velocidades críticas del sistema. El objetivo del diseño y del comisionamiento es asegurar que la velocidad operativa caiga en una zona del diagrama suficientemente alejada de todas las intersecciones.

Criterios IEEE 502: el comisionamiento mecánico de un generador requiere documentar el diagrama Campbell experimental, los modos identificados, el margen frente a la velocidad operativa y la justificación de aceptación o rechazo. En aceptación CFE LAPEM W4200-12 esta documentación integra el paquete técnico de entrega del activo junto con balanceo dinámico, alineación y pruebas eléctricas.

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Caso técnico — turbogenerador 30 MVA con vibración en arranque

Turbogenerador de 30 MVA, 4 polos, velocidad sincrónica 1,800 RPM en cogeneración con turbina de vapor. Tras un mantenimiento mayor con sustitución de cojinetes, el arranque progresivo registró vibración de 5.2 mm/s en sincronización — zona C de ISO 10816 (alarma operativa). Balanceo dinámico previo dentro de tolerancia ISO 21940 grado G1.0; alineación verificada con láser; pruebas eléctricas del rotor (RSO, caída de tensión por polo) limpias. Sin causa eléctrica ni mecánica identificable por el protocolo convencional.

Alcance ejecutado: bump test sobre rotor montado, soportes del estator y bancada bajo ISO 7626 con martillo modal calibrado y acelerómetros triaxiales en doce puntos críticos. Procesamiento FRF reveló un modo de flexión a 29.2 Hz — equivalente a 1,752 RPM, apenas 2.7 % por debajo de la velocidad sincrónica operativa de 1,800 RPM. Margen efectivo entre frecuencia natural y operación: menos del 3 %. Muy por debajo del mínimo recomendado de 15 % bajo IEEE 502. La amplificación dinámica por proximidad a resonancia explicaba sin ambigüedad la vibración medida en arranque.

Recomendación técnica: refuerzo de los soportes del estator para incrementar la rigidez modal del conjunto y revisión del acople hacia la turbina (precarga, estado del elemento elástico, alineación residual). El refuerzo estructural desplazó la frecuencia natural identificada hacia arriba al modificar la rigidez efectiva del sistema. Bump test de validación post-intervención: modo de flexión desplazado a 36.4 Hz, margen efectivo del 21 % frente a los 30 Hz operativos — dentro de zona segura bajo IEEE 502.

Resultado operativo: arranque progresivo posterior con vibración estabilizada en 1.8 mm/s — zona A de ISO 10816 (operación satisfactoria). Lección operativa: sin el bump test, la decisión por defecto habría sido un rebalanceo adicional o sustitución de cojinetes sin atacar la causa verdadera. La caracterización modal experimental localizó el problema en la rigidez del soporte estructural y respaldó una intervención dirigida en lugar de un cambio invasivo de componentes. Toda la oferta de pruebas eléctricas y mecánicas de TEMISA se ejecuta con esta misma lógica: diagnóstico convergente primero, intervención dirigida después.