Análisis del comportamiento
vibracional y ultrasónico de las fallas en engranajes rectos=
Analysis
of the vibrational and ultrasonic behavior of faults in spur gears
|
1 |
Eduardo Hernández-Dávila |
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https://orcid.org/0000-0003-48=
99-2371 |
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Escuela Superior
Politécnica de Chimborazo (ESPOCH), Riobamba, Ecuador. Grupo de Investiga=
ción
Ciencia del Mantenimiento (CIMANT) |
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2 |
César Gallegos-Londoño |
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https://orcid.org/0000-0002-86=
85-7501 |
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Escuela Superior
Politécnica de Chimborazo (ESPOCH), Riobamba, Ecuador. Grupo de Investiga=
ción
Ciencia del Mantenimiento (CIMANT) |
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3 |
Clemente Alarcón-Arévalo |
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https://orcid.org/0009-0002-75=
02-7120 |
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Instituto Superior
Tecnológico Tsachila, Santo Domingo, Ecuador. |
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Artículo de Investigación Científica y Tecnológi=
ca Enviado: 11/05/2026 Revisado: 12/06/2026 Acepta=
do: 07/07/2026 Publicado: 20/07/2026 DOI: https://doi.org/10.33262/ap.v8i3.697 =
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Cítese: =
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Hernández Dávila, E., Gallegos Londoño, C.,
& Alarcón Arévalo, C. (2026). Análisis del comportamiento vibracional=
y
ultrasónico de las fallas en engranajes rectos. Alfa=
Publicaciones,
8(3), 24–42. https://doi=
.org/10.33262/ap.v8i3.697 |
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ALFA PUBLICACIONES, es una revista multidisciplinar, trimestral, que se publicar=
á en
soporte electrónico tiene como misión contribuir a la
formación de profesionales competentes con visión humanística y crítica q=
ue
sean capaces de exponer sus resultados investigativos y científicos en la
misma medida que se promueva mediante su intervención cambios positivos e=
n la
sociedad. https://alfapubli=
caciones.com
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cia
Creative Commons Attribu=
tion
Non Commercial No Derivatives 4.0 Internation=
al.
Copia de la licencia: http://creativecommons.org/licenses/by-nc-sa/4.0/ |
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Palabras claves: Engranajes rec=
tos;
análisis
vibracional; ultrasonido pasivo; mantenimiento basado en la condición;
diagnóstico de fallas. |
|
Resumen Introducción.
Los
engranajes son elementos esenciales y costosos en los procesos industrial=
es
que sufren desgastes operativos severos. Para mitigar fallas catastrófica=
s y
paradas imprevistas, resulta crucial implementar estrategias de diagnósti=
co
eficaces que monitoreen de manera continua la condición mecánica del sist=
ema.
Objetivo. Evaluar y comparar de forma analítica el comportamiento =
y la
sensibilidad de las señales vibracionales y ultrasónicas ante la presenci=
a de
modos de falla comunes en engranajes rectos. Metodología. En la
presente investigación de tipo aplicado con un diseño experimental, se em=
pleó
un enfoque práctico mediante el registro y procesamiento de señales dinám=
icas
provenientes de un banco de pruebas parametrizable. Las mediciones de
vibración global y presión sonora se recolectaron utilizando sensores
especializados bajo condiciones controladas de defectos inducidos. Res=
ultados.
El análisis estadístico demostró que el parámetro de la velocidad de
vibraciones eficaz VRMS posee una correlación directa y superi=
or
para detectar desalineaciones angulares mecánicas. Por el contrario, el n=
ivel
global de presión sonora ultrasónica NPT demostró exclusividad y alta
sensibilidad frente al avance del desgaste severo en los flancos de los
dientes. En tanto que el análisis de la onda del ultrasonido demostró ser=
más
favorable para la detección de dientes rotos en engranajes. Conclusión=
. Se
determinó que la combinación complementaria del análisis vibracional y del
ultrasonido pasivo optimiza el diagnóstico oportuno en transmisiones por
engranajes rectos. El uso conjunto de ambas técnicas reduce la incertidum=
bre
predictiva al especializar cada herramienta según la naturaleza geométric=
a de
la falla. Área de estudio general: Mantenimiento Industrial. Ár=
ea
de estudio específica: Mantenimiento Basado en la Condición. Tipo de estudio: Artículo original. |
|
||||||
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Keywords:Spur gears; vibration analysis; passive
ultrasound; condition-based maintenance; fault diagnosis. |
|
Abstract Introduction=
. Gears are essential and expensive elements in
industrial processes that suffer severe operational wear. To mitigate
catastrophic failures and unplanned downtime, it is crucial to implement
effective diagnostic strategies that continuously monitor the mechanical
condition of the system. Objective. To analytically evaluate and
compare the behavior and sensitivity of vibrational and ultrasonic signal=
s in
the presence of common fault modes in spur gears. Methodology. In =
this
applied research with an experimental design, a practical approach was us=
ed
through the recording and processing of dynamic signals from a
parameterizable test bed. Global vibration and sound pressure measurements
were collected using specialized sensors under controlled conditions of i=
nduced
defects. Results. Statistical analysis showed that the
root-mean-square vibration velocity parameter (VRMS) has a direct and
superior correlation for detecting mechanical angular misalignments.
Conversely, the overall ultrasonic sound pressure level (NPT) demonstrated
exclusivity and high sensitivity against the progression of severe wear on
the tooth flanks. Meanwhile, ultrasound waveform analysis proved to be mo=
re
favorable for detecting broken gear teeth. Conclusion. It was
determined that the complementary combination of vibrational analysis and
passive ultrasound optimizes timely diagnosis in spur gear transmissions.=
The
joint use of both techniques reduces predictive uncertainty by specializi=
ng
each tool according to the geometric nature of the fault. General Area=
of
Study: Industrial Maintenance. Specific area of study: Conditi=
on-Based
Maintenance. Type of study: Original article. |
|
||||||
1. Introducción
Las transmisiones por
engranajes rectos constituyen elementos críticos e indispensables en el des=
arrollo
de la maquinaria rotativa industrial contemporánea, siendo ampliamente
utilizados en sectores estratégicos como el automotriz, aeronáutico y de
manufactura debido a su alta eficiencia en la transferencia de potencia y
torque a velocidades elevadas (Arsić et al=
.,
2026; Bonilla-Angulo et al., 2026; Chen et al., 2026). No obstante,
debido a las severas exigencias operacionales y condiciones de fricción, es=
tos
componentes están expuestos de forma recurrente a fallas imprevistas en los
dientes y ejes, tales como agrietamiento, picaduras, desalineación y rotura=
s,
las cuales representan hasta el 60% de los fallos reportados en cajas
reductoras (Ortega, 2021).
La ocurrencia de estas
anomalías sin una detección temprana no solo compromete la integridad de los
activos, sino que desencadena paradas de planta no programadas, elevados co=
stos
de reparación e incluso accidentes catastróficos que merman la rentabilidad=
de
las empresas (García
et al., 2023; Tutasig & Taranto, 2024). Por consiguiente, el Monitoreo Basado en la
Condición (MBC) emerge como una estrategia de mantenimiento preventivo
crucial para caracterizar el comportamiento dinámico del sistema y estimar =
la
vida útil de los componentes rotatorios (Villanueva-Rodríguez et al., 202=
2).
Si bien el análisis de
vibraciones es la técnica diagnóstica más consolidada al identificar
oportunamente cerca del 90% de las fallas mecánicas (García
et al., 2023), la introducción de tecnologías de ultrasonido pasivo
ofrece una vía complementaria aún poco explorada experimentalmente. Esto
justifica la necesidad de realizar un estudio sistemático que valide y comp=
are
la sensibilidad de ambas técnicas diagnósticas frente a fallas inducidas,
optimizando la confiabilidad operacional de los sistemas de transmisión.
Históricamente, la
comprensión de los daños mecánicos parte del análisis físico de las
interacciones en los pares cinemáticos. En este sentido Sacmaozu et al. (202=
6)
Con el avance del
mantenimiento basado en la condición, el análisis espectral tradicional com=
enzó
a mostrar limitaciones para identificar defectos incipientes. Para resolver
esto San Martín et al. (2010) introdujer=
on una
metodología basada en el análisis de ciclo estacionariedad de las señales de
vibración, demostrando que al aislar las componentes ciclo estacionarias de
segundo orden y filtrarlas digitalmente, era posible lograr una detección m=
ucho
más temprana de fallas localizadas en los dientes de los engranajes.
La necesidad de validar
empíricamente estas nuevas metodologías de procesamiento de señales impulsó=
el
desarrollo de entornos controlados. Al respecto, Moya
et al. (2014) destacaron la importancia de los bancos de prueba
diseñados específicamente para ensayar transmisiones por engranajes,
permitiendo simular condiciones reales de contacto, controlar variables com=
o la
carga y velocidad, y reproducir de manera acelerada los fenómenos destructi=
vos
asociados a la fatiga por contacto y flexión.
Posteriormente, aunque el
análisis de vibraciones ya estaba consolidado, la comunidad científica come=
nzó
a buscar alternativas diagnósticas no invasivas. Verucchi
et al. (2015) evaluaron la eficacia del análisis espectral del torque
electromagnético y la corriente del estator en los motores que accionan las
cajas reductoras, comprobando que estas variables eléctricas también reflej=
an
perturbaciones claras ante la presencia de un diente fracturado, ofreciendo=
un
método complementario.
El verdadero salto
cualitativo en la precisión diagnóstica llegó con la integración de múltipl=
es
tecnologías. Sánchez (2018) evidenció qu=
e el
diagnóstico de fallos en engranajes alcanza su máxima confiabilidad a travé=
s de
la fusión de datos multi sensores. En su investigación, comprobó que la
combinación de señales de vibración, corriente y emisión acústica (ultrason=
ido)
permite extraer atributos de alta sensibilidad para discriminar modos de fa=
lla
simultáneos y progresivos, superando las limitaciones del análisis aislado.=
En años recientes, la
investigación se enfocó en caracterizar firmas específicas y cuantificar la
evolución del daño. Condemaita & Molano (2022) implementaron simuladores para analizar fallas =
como
el diente roto y la desalineación lineal, confirmando mediante espectros de
aceleración y formas de onda que la falta de juego entre dientes genera
armónicos fundamentales predominantes fáciles de aislar. Finalmente, Elizegi et al. (2023) profundizaron en la rela=
ción
directa entre el daño físico y la respuesta vibratoria, analizando
experimentalmente cómo la evolución de la fatiga superficial incrementa de
manera correlacional las amplitudes de vibración en el sistema.
A pesar de los
significativos avances en el monitoreo de maquinaria, la mayor parte de las
investigaciones recientes se orientaron hacia el desarrollo de complejos
algoritmos de aprendizaje automático (Machine Learn=
ing)
y modelos matemáticos abstractos para clasificar fallas (Loaiza, 2021; Mejía, 2022) o hacia análisis
metalúrgicos post falla de carácter destructivo (Ferreira
et al., 2020; Zuñiga, 2023).
Asimismo, aunque existen
softwares de simulación numérica para aproximar el desgaste abrasivo y las =
cargas
dinámicas (Mena et al., 2023), en la prá=
ctica
industrial real se observa una escasez de plataformas experimentales física=
s o
kits de prueba accesibles que permitan recrear de manera controlada la
interacción de fallas comunes (Delgado, 2020).
Sin embargo, en la
bibliografía consultada, no se encuentra suficiente evidencia empírica que
correlacione de forma directa y simultánea la eficacia de las técnicas clás=
icas
de vibración frente a tecnologías no invasivas emergentes, imposibilitando
establecer criterios claros sobre qué parámetro físico o espectral es el más
sensible para diagnosticar de forma complementaria la severidad de
desalineaciones o roturas estructurales en un sistema de engranajes rectos =
(Hernández-Dávila et al., 202=
0).
Para dar respuesta a este
vacío experimental, en este artículo se emplea un simulador físico de modos=
de
fallas en engranajes rectos, compuesto mecánicamente por un motor eléctrico=
asincrónico,
un par de ruedas dentadas y un alternador que actúa como sistema de carga
operativa.
El método consistió en
inducir de forma controlada cuatro tipos de fallos característicos bajo
diferentes niveles de severidad: desalineación angular horizontal,
desalineación angular vertical, desgaste de dientes y rotura progresiva de =
un
diente del piñón. Para el diagnóstico dinámico, se emplearon de manera
simultánea dos técnicas de monitoreo no invasivas: por un lado, el análisis=
de
vibraciones mecánicas mediante el equipo Vibrachek 200 ABG y su respectivo
acelerómetro para capturar formas de onda y espectros de aceleración; y por
otro, la técnica de ultrasonido pasivo empleando el equipo Ultraprobe 15000
provisto de un módulo de contacto.
Finalmente, la evaluació=
n se
realizó mediante el análisis cuantitativo y comparativo del comportamiento =
de
los niveles globales de vibración (VRMS) y de los niveles de pre=
sión
sonora en el Punto de Medición (NPT) en función de la severidad del
daño, determinando así la complementariedad y efectividad de ambas tecnolog=
ías.
2. Metodología
El
estudio presenta un diseño experimental y aplicado mediante el empleo de un
simulador de modos de fallas en engranajes. Esta modalidad se seleccionó pa=
ra
cumplir el objetivo de evaluar las señales predictivas frente a defectos
inducidos, empleando como técnicas principales el análisis de vibraciones y=
el
ultrasonido pasivo. La recolección de datos se realizó simulando escenarios=
de
desalineación angular horizontal, desalineación angular vertical, aumento d=
e la
distancia entre centros (dientes desgastados) y la presencia de un engrane =
con
dientes rotos, tomando mediciones a intervalos y en puntos de recolección
convenientes para cada simulación.
A
partir de este diseño metodológico, se plantea la hipótesis de que la
aplicación combinada de ambas técnicas permite diagnosticar y diferenciar de
manera efectiva los distintos modos de falla presentes en el sistema.
Específicamente, se postula que el análisis de vibraciones evidenciará
alteraciones proporcionales en los niveles globales ante problemas continuos
como la desalineación, mientras que el ultrasonido pasivo actuará de forma
complementaria, resultando sumamente preciso para detectar el impacto y el
tiempo de aparición de eventos aislados, como los generados por el contacto=
de
un diente roto.
=
2.1. Configuración
del módulo de pruebas
El
simulador de modos de falla de engranajes utilizado en la presente
investigación (Figura 1) es accionado por un motor
eléctrico trifásico asíncrono de jaula de ardilla Weg W22 (1), con una pote=
ncia
nominal de 373 W, rendimiento del 72%, factor de potencia de 0,69, 4 polos
magnéticos, frecuencia de sincronismo de 30 Hz, frecuencia nominal de 28 Hz=
y
una tensión de alimentación de 220 V. A este motor se encuentra acoplado el
engranaje motriz (2) de acero AISI 1040, el cual posee 64 dientes, módulo 2=
y
un ancho de cara de 24 mm; dicho componente transmite la potencia mecánica
hacia un piñón (4) de similares características estructurales pero constitu=
ido
por 24 dientes, lo que establece una relación de transmisión de .
Simulador de modos de fallas en engranajes
Nota: el
módulo cuenta con los siguientes elementos fundamentales: motor eléctrico
trifásico asíncrono de jaula de ardilla (1), engranaje motriz (2), pernos de
ajuste (3), piñón (4), alternador automotriz (5) y placa móvil (6).
El
piñón se encuentra acoplado a un alternador automotriz (5) cuyas conexiones
eléctricas (Figura 2) lo convierte en un freno
magnético que permite proporcionar al motor una carga equivalente al 80% de=
su
potencia nominal, con el propósito de optimizar su funcionamiento bajo
condiciones de máxima eficiencia. Este alternador se ubica sobre una placa
móvil (6) accionada mediante pernos de ajuste (3), los cuales facilitan el
desplazamiento del piñón respecto al engranaje para inducir de forma contro=
lada
anomalías geométricas tales como desalineación angular horizontal,
desalineación angular vertical y el consecuente desgaste de los dientes.
Conexión eléctrica del alternador automotriz
Nota: conexiones
eléctricas del alternador automotriz para convertirlo en un freno magnético=
.
Para
que el motor eléctrico opere al 80% de su potencia nominal, se debe verific=
ar
inicialmente que la fuente de alimentación suministre corriente sin limitac=
ión
y que el voltaje de salida de corriente continua (CC) se encuentre regulado=
en
0 V. Posteriormente, se procede a cerrar el interruptor del circuito ilustr=
ado
en la Figura 2; una vez que el motor alcanzo =
la
velocidad de trabajo establecida, se incrementa paulatinamente el voltaje d=
e la
fuente de CC hasta que la corriente medida mediante una pinza amperimétrica=
en
cualquiera de las tres líneas de alimentación del motor alcance un valor de
1,58 A, intensidad que fue previamente calculada mediante la Ecuación 1<=
/b>.
|
|
(1) |
Donde,
es la potencia mecánica nominal que entr=
ega el
motor en Watios,
es el rendimiento,
es la tensión de línea en Voltios, =
es el factor de potencia y 0,8 correspon=
de al
factor para reducir la potencia al 80%.
=
2.2. Configuración
de los modos de falla
Los
modos de falla simulados, mismos que posteriormente se describirán con mayor
detalle son los siguientes:
=
a) desalineación
angular horizontal (DAH)
=
b) desalineación
angular vertical (DAV)
=
c) desgaste
de los dientes (DD)
=
d) diente
roto (DR)
Para
la simulación de la desalineación angular horizontal, se procedió a desplaz=
ar
la placa móvil (6) mediante el accionamiento de los pernos de ajuste (3)
ilustrados en la Figura 1, alcanzando de forma
progresiva e individual cuatro ángulos específicos: 0,25°, 0,50°, 0,75° y 1=
°.
La
simulación de la desalineación angular vertical se efectuó mediante la
colocación progresiva de alzas calibradas de acero inoxidable austenítico A=
ISI
304 con espesores de 0,508 mm, 0,63 mm, 1,27 mm y 1,82 mm bajo la placa móv=
il (6)
de la Figura 1, situándolas específicamente e=
n el
extremo más alejado del piñón para obtener los ángulos DAV de 0,25°, 0,50°,
0,75° y 1°.
Con
el objetivo de simular el desgaste de los dientes, se modificó la distancia
entre centros del engranaje y el piñón mediante el accionamiento de los per=
nos
de ajuste (3) de la placa móvil (6) detallada en la
Finalmente,
para la ejecución del ensayo del componente con un diente roto, se procedió=
a
reemplazar el engranaje en estado óptimo por un elemento que presentaba dic=
ho
defecto estructural inducido de forma previa.
=
2.3. Método
para la toma de mediciones
La
adquisición de datos de vibraciones y ultrasonido se llevó a cabo mediante =
el
analizador Vibrachek 200 ABG equipado con un acelerómetro y el equipo
Ultraprobe 15000 con el módulo de contacto, respectivamente; en los dos cas=
os
se utilizó una base magnética con una fuerza de 50 libras. Las mediciones se
registraron colocando los sensores en la dirección horizontal sobre el motor
eléctrico, específicamente a la altura del rodamiento del lado del engranaj=
e,
como se indica en la Figura 3.
Vista superior del motor con la ubicación de los
sensores para las mediciones
Nota: la
flecha roja indica la ubicación del acelerómetro y del módulo de contacto p=
ara
las mediciones de vibraciones y ultrasonido respectivamente.
3. Resultados
El primer resultado del análisis vibracional
corresponde al espectro de aceleración (Figura =
4)
obtenido con el engranaje y el piñón en buen estado, operando en condiciones
normales de funcionamiento sin ningún modo de falla inducido. En este regis=
tro
base se identifican con claridad los armónicos de la frecuencia de engrane =
(,
y
), los cuales se calc=
ulan
de forma directa multiplicando el número de dientes del engranaje por la
velocidad de giro del eje, según la fórmula de la Ecuación 2:
|
|
(2) |
Como
se puede notar las frecuencias de engrane superan los 1000 Hz por lo que no=
se
las puede observar en el espectro de velocidad, por esta razón se decidió
utilizar el espectro de aceleración mostrado en la
Espectro de aceleración de vibraciones del engrana=
je y
del piñón en buen estado
El
espectro ultrasónico en condiciones normales de funcionamiento (Figura 5) sirve como línea base de comparación. En este
registro, los armónicos de baja frecuencia del engranaje y
del piñón se encuentran presentes, aunqu=
e con
una visibilidad reducida, al igual que
y sus múltiplos. Por su parte, el nivel =
global
de presión sonora o NPT (
) presenta un valor d=
e
.
Espectro
de ultrasonido del engranaje y del piñón en buen estado
La
velocidad global de vibraciones en amplitud rms en mm/s () que se registró a
medida que respectivamente las desviaciones angulares y se separación los m=
odos
de falla DAH, DAV y DD se incrementan, crean tendencias lineales, tal como =
se
puede observar en la Figura 6.
Espectro de ultrasonido del engranaje y del piñón =
en
buen estado
Por
otro lado, las mediciones del NPT (Figura 7) a medida=
que
respectivamente las desviaciones angulares y se separación los modos de fal=
la
DAH, DAV y DD se incrementan, crean valores algo alejados de la tendencia
lineal.
Espectro de ultrasonido del engranaje y del piñón =
en
buen estado
La
Figura 8 permite comparar el comportami=
ento
vibracional y ultrasónico de los modos de falla analizados DAH, DAV, DD e
incluso DR ya que se plasma los espectros y ondas cuando estos modos de fal=
la
alcanzaron su máxima severidad, esto es 1°para DAH y DAV, 1 mm para DD y un
diente roto para DR.
Comportamiento vibracional y ultrasónico de los mo=
dos
de falla analizados
4. Discusión
La pendiente y la intersección de las líne=
as
de tendencia de la variación de VRMS [mm/s=
] y
NPT [dB] a medida que incrementa la desviación de los modos de falla DAH, D=
AV y
DD se presentan en la Tabla 1 y Tabla 2 respectivamente, estos parámetros se calculan
mediante el método de los mínimos cuadrados.
Parámetros y correlación de VRMS [mm/s]=
vs
la desviación de los modos de falla
|
Modo de falla |
Pendiente |
Intersección |
R de Pearson |
Correlación |
|
DAH |
12,538 |
5,480 |
0,983 |
Si |
|
DAV |
8,914 |
6,511 |
0,981 |
Si |
|
DD |
-1,869 |
5,875 |
-0,828 |
No |
La Tabla 1
y Tabla 2 también contienen los coeficien=
tes
de correlación R de Pearson de cada una de las tendencias analizadas.
Parámetros y correlación de NPT [dB] vs la desviac=
ión
de los modos de falla
|
Modo de falla |
Pendiente |
Intersección |
R de Pearson |
Correlación |
|
DAH |
1,200 |
41,600 |
0,567 |
No |
|
DAV |
1,200 |
41,600 |
0,567 |
No |
|
DD |
2,000 |
40,800 |
0,945 |
Si |
Para
la validación de la correlación de las tendencias analizad=
as
se plantea las siguientes hipótesis:
Cuando
el coeficiente R de Pearson calculado (Tabla 1=
y Tabla 2), es mayor o igual a 0,878 que =
es
el valor crítico para 5 datos con el 95% de confianza, se rechaza la hipóte=
sis
nula y se concluye que existe suficiente evidencia para aseverar de que V
La
evaluación de hipótesis evidencia la correlación detallada en las Tabla 1 y Tabla 2, confirman=
do
que la desalineación angular horizontal y vertical, incrementa el parámetro=
VRMS
de forma directamente proporcional. Por consiguiente, se demuestra que el m=
onitoreo
continuo de la VRMS constituye un método eficaz para la detección
temprana de anomalías por DAH y DAV.
Respecto
al desgaste de los dientes, se observa que su incremento no muestra una
correlación estadísticamente significativa con el parámetro VRMS;
sin embargo, sí presenta una dependencia directa con el NPT. Por lo tanto, =
se
demuestra que la técnica de inspección mediante ultrasonido pasivo resulta
altamente eficaz para el monitoreo y diagnóstico de este tipo de fallas
mecánicas.
Cabe
mencionar que las correlaciones demostradas pueden utilizarse para predecir=
el
nivel de severidad o desviación de los modos de falla DAH, DAV y DD a parti=
r de
los valores de VRMS y NPT respectivamente, para el tipo de engra=
nes
descritos en la metodología; sin embargo no se puede extender la misma
correlación para todos los engranes de diente recto, lo que sí se puede
aseverar de manera general para todo engrane de diente recto es que la DAH y
DAV incrementará la VRMS y que el DD incrementará el NPT, de man=
era
proporcional con mayor o menor pendiente de acuerdo con cada caso particula=
r.
Por
otra parte, los espectros de ultrasonido (Figura =
8)
correspondientes a 1°para DAH y DAV, 1 mm para DD no generan incrementos
notables de armónicos GMF o de otro tipo, por lo que, al mantenerse
relativamente invariables, no se considera útil para el monitoreo de estos
modos de falla.
A
su vez, el análisis espectral de la aceleración de vibraciones revela un
incremento en la amplitud de la frecuencia de engrane GMF inducido por la
severidad de la desalineación angular horizontal y vertical. Asimismo, ante=
la
presencia de desgaste y rotura de dientes (Figura =
8),
se identifica la excitación de la frecuencia natural del engranaje debido a=
los
impactos mecánicos generados durante la operación del sistema.
Al
comparar las formas de onda de vibración y de ultrasonido (Figura =
8),
se evidencia un incremento en la amplitud transitoria cada vez que el diente
roto del engranaje completa una revolución e impacta con el piñón; sin emba=
rgo,
este efecto es más claro en la onda de ultrasonido. Este comportamiento per=
mite
determinar la frecuencia de impacto mediante la Ecuación 3; de este
modo, si dicha frecuencia coincide con la frecuencia de rotación del eje 1X=
, se
confirma la presencia de este modo de falla.
|
|
(3) |
=
<=
o:p>
Se
observa que el valor calculado para la frecuencia de impacto por diente rot=
o,
equivalente a 28,01 Hz, presenta una alta correspondencia con la frecuencia=
de
rotación del eje 1X establecida en 28 Hz. Por consiguiente, esta coincidenc=
ia
analítica corrobora de manera concluyente la presencia de una discontinuidad
geométrica estructural por rotura en al menos uno de los componentes evalua=
dos.
5. Conclusiones
· =
Se
demostró que el simulador físico de fallas mecánicas constituye una herrami=
enta
científica fundamental para validar de forma controlada la progresión del d=
año
estructural en transmisiones por engranajes rectos.
· =
La
investigación aporta al campo del mantenimiento predictivo un enfoque dual
correlacionado, evidenciando que el análisis de vibraciones mecánicas posee
mayor sensibilidad ante anomalías cinemáticas de desalineación angular, en
comparación con el ultrasonido pasivo.
· =
Se
estableció una contribución metodológica original al comprobar que el
ultrasonido pasivo resulta una técnica diagnóstica superior y exclusiva par=
a el
monitoreo del desgaste severo de los flancos, debido a que el incremento de=
la
presión sonora global NPT es sensible a la fricción abrasiva continua.
·
Finalmente, el análisis espectral en el
dominio del tiempo permitió validar el comportamiento transitorio ante la
rotura de un diente mediante el cálculo preciso de frecuencias de choque
unificadas, lo que consolida un marco de referencia robusto para prevenir
fallas catastróficas imprevistas en la industria.
6.
Conflicto de
intereses
Los autores declaran que no
existe conflicto de intereses en relación con el artículo presentado.
7.
Derechos de au=
tor
(copyrigth)
Los autores son los titula=
res
de los derechos de autor (patrimoniales y/o de explotación) de los
contenidos de la revista (copyright).
8.
Declaración de
contribución de los autores
Los autores declaran haber
participado de manera equitativa y sustancial en la realización de esta
investigación, bajo las responsabilidades según la Taxonomía
CRediT para describir
las contribuciones individuales de cada autor al trabajo.
Conceptualizac=
ión: Hernán=
dez-Dávila,
E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Curación de da=
tos: Hernán=
dez-Dávila,
E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Análisis forma=
l:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Adquisición de
fondos:<=
/i> Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., &a=
mp;
Alarcón-Arévalo, C.
Investigación<=
/span>:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Metodología:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Administración=
del
proyecto:<=
/i> Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., &a=
mp;
Alarcón-Arévalo, C.
Recursos:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Software: Herná=
ndez-Dávila,
E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Supervisión:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Validación:
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Visualización<=
/span>: Hernán=
dez-Dávila,
E., Gallegos-Londoño, C., & Alarcón-Arévalo, C.
Escritura borr=
ador
original: =
Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., &am=
p;
Alarcón-Arévalo, C.
Redacción revi=
sión
y edición:<=
/i> Hernández-Dávila, E., Gallegos-Londoño, C., &a=
mp;
Alarcón-Arévalo, C.
Discusión
de resultados: todos los autores participaron
activamente en el análisis crítico e interpretación de los hallazgos
presentados.
Revisión
y aprobación: todos los autores revisaron
minuciosamente el manuscrito, realizaron las correcciones pertinentes y
otorgaron su aprobación formal para la versión final del trabajo.
Divulgación de la delegaci=
ón a
la IA generativa
La responsabilidad del manuscrito final recae
íntegramente en los autores.
Las herramientas GAI no figuran como autores y no asu=
men responsabilidad
por los resultados finales.
Declaración presentada por: Hernández-Dávila, E.
9.
Costos de
financiamiento
La presente investigación =
fue
financiada en su totalidad con fondos propios de los autores.
10. Referencias bibliográficas
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El artículo que se publica es de exclusiva
responsabilidad de los autores y no necesariamente reflejan el pensamiento =
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