apos vi brevis ada

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Apostila de Análise de Vibrações

Flávio Nassur Espinosa

CONTEÚDO:

- Introdução da manutenção no atual ambiente industrial. - Tipos de manutenção: Corretiva, Preventiva, Preditiva, Proativa. - Fundamentos da Vibração:

- Sistema massa-mola-amortecedor - Parâmetros de vibração e suas equações senoidais. - Frequência natural e ressonância. - Ângulo de fase e o diagrama de Bode.

- Sinais de vibração: - Forma de onda. - Espectro FFT.

- Modulação do sinal de vibração. - Parâmetros de vibração. - Tópicos sobre a análise de órbita. - Sensores de vibrações (Pick-up) : sensor de velocidade, acelerômetro piezelétrico, e sensor

de proximidade. - Critérios de severidade da vibração: análise de tendências, folgas máximas, e ábacos

normalizados. - Vibração de pico, pico a pico, e RMS. - Causas de vibração. - Diagnósticos de vibração:

- Desbalanceamento - Excentricidade - Empeno de eixo - Desalinhamento - Ressonância - Folga de mancais - Passagem de pás de rotor - Turbulência e cavitação - Engrenamento - Rolamentos - Problemas elétricos

- Análise de exemplos de espectros FFT. - Cadastro de elementos de equipamentos, e cálculo das respectivas frequências de vibração. - Exemplo de codificação dos pontos de medição de um turbo-compressor Solar. - Setup de um ponto de medição num programa de gerenciamento de vibrações em rota e

fora de rota.

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INTRODUÇÃO:

A adequada manutenção de um sistema produtivo industrial sempre teve a sua importância,

no entanto, considerando o atual ambiente competitivo, passou a ser reconhecida como uma atividade de importância estratégica para o atingimento dos objetivos das empresas.

A função manutenção em uma empresa é não somente manter a continuidade das funções de um equipamento, mas também modificá-las e melhorá-las, considerando aspectos econômicos, de segurança, e ambientais. Desta forma estará contribuindo para a manutenção do patrimônio quando prolonga a vida útil dos componentes, e evita acidentes quando verifica a integridade e as condições operacionais do maquinário.

A manutenção pode ser exercida de forma corretiva, preventiva, preditiva e proativa. A manutenção corretiva é geralmente evitada, porém não se consegue a falha zero. Basta lembrar que algumas missões espacial são feitas com o objetivo de corrigir alguma falha em satélites.

A análise de vibrações é talvez, dentre as demais, a técnica de manutenção preditiva mais usada em equipamentos rotativos, sendo também utilizada em equipamentos alternativos e em análises estruturais. A análise por si só não corrige as falhas ou defeitos, apenas os detecta para serem corrigidas em manutenções preventivas programadas. A manutenção preventiva baseada na condição leva vantagem sobre a manutenção preventiva baseada no tempo, pois evita intervenções desnecessárias que acarretam em custos de materiais, mão de obra, perda de produção, e que algumas vezes até implanta defeito onde anteriormente não existia. O período que precede a falha de um componente pode ser identificado pela evolução dos níveis de vibração observados ao longo de um período de tempo. Em máquinas que envolvem alto risco em sua operação, é comum que elas possuam monitoramento contínuo de seus parâmetros operacionais, inclusive de vibrações. Portanto a manutenção preditiva por análise de vibrações é uma atividade que seu objetivo final é a melhoria da confiabilidade dos equipamentos e sistemas produtivos.

FUNDAMENTOS DA VIBRAÇÃO:

As vibrações em máquinas são respostas causadas por excitações de esforços mecânicos ou eletromagnéticos, originários de defeitos ou irregularidades nas condições operacionais dos equipamentos. São movimentos de uma máquina ou componente além e aquém de um determinado ponto de repouso. Podem ser representados pelo sistema massa-mola conforme figura 01.

Figura 01 - Sistema Massa-Mola

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Se elevarmos a massa até o limite superior, e a largarmos, ela irá acelerar até passar pelo

ponto de repouso (posição neutra), e a seguir irá desacelerar até parar na altura do limite inferior. Se este sistema não possuísse amortecimento, a massa iria retornar acelerando até o ponto de repouso, e a seguir iria desacelerar até o limite superior, completando assim um ciclo de vibração. Pela figura 02 percebe-se que o movimento é então descrito pelo deslocamento, velocidade e aceleração.Como nos sistemas reais existe o amortecimento, com o passar do tempo a amplitude de oscilação da massa irá diminuir a cada ciclo, até que a massa pare seu movimento na sua posição de repouso. Nas vibrações de equipamentos reais, em cada ciclo a vibração é novamente excitada pelos esforços, como se a massa recebesse um "empurrãozinho" cada vez que ela atingisse o ponto inferior.

Figura 02 - parâmetros de vibração e o amortecedor.

Os principais elementos da vibração são amplitude (dmáx.) e frequência (f), sendo esta o inverso do período (T).

Figura 03 – Elementos da Vibração

m

k

c

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Os sistemas mecânicos contém três componentes básicos que interagem entre si e são

responsáveis pelo comportamento dinâmico. São eles: mola (rigidez ou flexibilidade), amortecedor (dissipação da energia), e massa (inércia). Um sistema deste quando é excitado por uma força e deixado em oscilação livre, responde com deslocamento, velocidade e aceleração. Esta excitação (força F0) é representada pela expressão:

F0 sen.wt = m.a + c.v + k.x , sendo:

Se existe uma força F0 que excita um sistema, ele irá responder com um deslocamento "y":

y = d.sen (w.t + ). O ângulo de defasagem

é a diferença entre a excitação e a resposta, e é proporcional ao grau de amortecimento do sistema.

O deslocamento do movimento de vibração é descrito matematicamente por uma senóide, conforme figura 04, podendo ser derivado para obtenção da velocidade e da aceleração, sendo:

d = amplitude máxima de pico = ângulo de defasagem

w= frequência angular ( rd/s) = ângulo no instante t = wt

Figura 04 - Senóides do deslocamento, velocidade e aceleração.

x(t) = y = d.sen (w.t + ) (expressão do deslocamento)

dx / dt = v = d.w. cos (w.t + ) = v . cos (w.t + ) (expressão da velocidade)

d2x / dx2 = a = -d.w2.sen (w.t + ) = -a . sen (w.t + ) (expressão da aceleração)

m = massa do sistema c = amortecimento do sistema k = constante de rigidez da mola a = aceleração v = velocidade x = deslocamento w = velocidade angular = 2. .f (radianos por segundo)

kx

mw2x

F0

cwx

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O ângulo de fase é obtido pela coleta simultânea da vibração e de uma referência de

posição, dada por um sinal óptico através de um feixe de luz (ou laser) e uma fita reflexiva. O analisador percebe distintamente os momentos da vibração máxima e da passagem da fita reflexiva, e a diferença entre eles é o ângulo de fase

Figura 05 – medição do Ângulo de Fase.

Sendo r a razão de frequências w/wn , onde wn é a frequência natural de um sistema, e w a frequência de excitação do sistema, diz-se que o sistema está em ressonância quando esta razão tem o valor de 1 (um), que significa dizer que o sistema está sendo excitado por uma vibração de frequência igual à sua frequência natural. O fenômeno da ressonância produz uma vibração de amplitude muito elevada, sendo extremamente danosa a equipamentos e estruturas. A figura 06 a seguir mostra que uma máquina pode apresentar mais de uma rotação crítica.

Figura 06 - Frequências naturais de uma máquina.

Os gráficos abaixo da figura 07 mostram respectivamente o comportamento da amplitude e do ângulo de fase de uma vibração quando o sistema passa pela frequência crítica, ou seja, passa pela ressonância.

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Figura 07 – Diagrama de Bode para valores de fator de amortecimento .

A figura 08 abaixo é um diagrama de Bode colhido em um protótipo, que mostra a variação do ângulo de fase na passagem pela rotação crítica da máquina tanto na partida como na parada.

Figura 08 - Diagrama de Bode.

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SINAIS DE VIBRAÇÕES:

Como já visto anteriormente, o movimento de vibração de um sistema pode ser senoidal

puro. Em equipamentos em geral, existem diversas fontes de vibração, com amplitudes e frequências distintas. O sinal resultante é uma onda "deformada", fruto da "soma" de cada componente, conforme figura 09 abaixo, onde a onda S é a somas das ondas 1 e 4. Esta onda resultante muitas vezes é de difícil interpretação e compreensão.

Figura 09 - Soma de ondas.

Para melhor compreensão e interpretação dos fenômenos vibratórios, foi desenvolvido o espectro FFT, que mostra cada vibração individualizada num gráfico Frequência X Amplitude, conforme figura 10. O sinal "deformado" da vibração captado pelos sensores, é interpretado e decomposto através do processamento matemático da transformada rápida de Fourier (FFT), distinguindo cada uma das componentes vibratórias e plotando num gráfico FxA.

S

1

4

Figura 10 - Espectro FFT relativo às quatro ondas de vibração.

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O sinal de vibração começa a ser produzido no sensor (acelerômetro), que converte

vibração mecânica da máquina em sinal elétrico senoidal. Este sinal é produzido originalmente em aceleração, podendo depois ser integrado pelo equipamento, para obtenção do sinal em velocidade ou mesmo deslocamento. A seguir é aplicado o algoritmo FFT para decomposição do sinal senoidal complexo em várias componentes senoidais puras, daí forma-se o espectro de frequências.

Figura 11 - Ilustração da formação do Espectro FFT relativo aos três sinais de vibração.

Figura 12 - Forma de onda e o correspondente espectro FFT. Ao lado, forma de onda e espectro FFT captados num mancal de redutor.

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A figura 13 ilustra as vibrações que podem surgir numa medição feita no mancal do

ventilador, produzindo o espectro a seguir.

Figura 13 - Vibrações possíveis no mancal do ventilador.

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Como já foi comentado, o sinal de uma vibração é geralmente senoidal, portanto sua

amplitude varia a cada instante. Então é importante se referir adequadamente a determinada vibração, pois uma interpretação equivocada pode alterar bastante uma conclusão e um diagnóstico, principalmente num sinal complexo emitido por uma máquina.

Convencionou-se a leitura da vibração como sendo em valores de PICO, PICO-A-PICO, ou RMS. As leituras de pico ou pico-a-pico são preferidas quando se deseja captar o deslocamento físico de um componente, ou quando se deseja perceber eventos esporádicos de vibração, mas de amplitude relevante, como defeitos em dentes de engrenagem ou em componentes de rolamento.

Figura 14 - Ilustração do Pico, Pico a Pico, e RMS.

O valor pico-a-pico é usado, por exemplo, onde o deslocamento vibratório da máquina é parte crítica na tensão máxima de elementos de máquina. O valor de pico é particularmente usado na indicação de níveis de impacto de curta duração.

As leituras RMS (root mean square) revelam um valor "médio" da vibração. Esta leitura representa a quantidade de "energia" contida em uma vibração, mostra o potencial destrutivo da vibração. É particularmente indicada para avaliação de desbalanceamentos, desalinhamentos, folgas, rigidez, ou seja, vibrações de baixa frequência relacionadas à rotação da máquina.

Figura 15 - Cálculo do valor RMS.

A figura 16 a seguir mostra a relação entre o valor de pico e o valor RMS em duas situações, analisadas sobre meia onda. Na primeira existe um evento esporádico de vibração de elevada amplitude, que se fosse escolhida uma leitura RMS, ela não iria destacar este evento, pois iria ser "dissolvido" no cálculo da média. Na outra situação ocorre o inverso, ou seja, como não existe um pico de elevado destaque, a maior energia da vibração está concentrada na média, portanto a leitura em RMS é mais indicativa da severidade da vibração.

Algumas técnicas de análise referem-se à relação entre valor de pico e valor RMS da vibração para diagnosticar falhas. Uma delas é o "fator de crista".

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Figura 16 - Diferentes relações entre valor de pico e valor RMS.

MODULAÇÃO DE SINAIS DE VIBRAÇÃO:

Modulação de uma vibração é o fenômeno em que uma determinada vibração se destaca ou varia pela presença de uma outra vibração. Pode ser variação na amplitude (AM) ou na frequência (FM). As figuras a seguir mostram algumas particularidades na formação dos sinais de vibração, que provocam modulação na forma da onda.

Figura 17 - Modulação AM e FM.

O primeiro caso de modulação a ser mostrado (FM), refere-se a um problema de variação do passo de engrenagens, mas que devido à tecnologia dos atuais processos de fabricação, torna-se um tanto raro de acontecer. Observar o destaque das múltiplas bandas laterais em torno da frequência de engrenamento.

Figura 18 - Modulação da frequência

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O segundo caso de modulação de vibração será exemplificado pela variação da amplitude

da frequência de um engrenamento devido a um desalinhamento ou excentricidade de uma das engrenagens. Quando os dentes estão mais penetrados uns nos outros a amplitude aumenta, e quando os dentes se afastam a amplitude diminui, ocorrendo esta variação a cada volta da engrenagem excêntrica. A figura 19 abaixo mostra a variação da forma de onda, e seu corres-pondente espectro FFT. Observar que o FFT destaca bandas laterais ao pico do engrenamento, espaçadas da frequência de rotação do eixo onde está o problema.

Figura 19 - Engrenamento modulado pela rotação do eixo com o problema.

O outro caso de modulação também muito interessante de se observar, e que provoca uma forma de onda semelhante, é aquele decorrente do "batimento", que é um fenômeno de variação ou aumento de vibração devido à existência de duas fontes de frequências muito próximas.

A frequência com que ocorre esta variação, é dada pela diferença entre as duas frequências. Quando estas frequências são muito próximas, fica difícil de se identificar a verdadeira origem, e para isto é necessário se obter um espectro FFT de alta resolução. Às vezes a vibração é acompanhada de um ruído, e se a diferença de frequências não for muito reduzida, este evento é percebido pela audição. A figura 20 mostra este fenômeno quando as amplitudes das vibrações são quase iguais, enquanto na figura 21 as amplitudes são bem diferentes.

Figura 20 - Batimento de frequências de amplitude quase iguais.

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Figura 21 - Batimento de frequências de amplitudes diferentes.

PARÂMETROS DE VIBRAÇÃO:

A amplitude da vibração é usualmente medida em deslocamento, velocidade ou aceleração. Como regra genérica, escolhemos a unidade de medição de acordo com a frequência que se deseja pesquisar, ou de acordo com a natureza da vibração. Assim,

Deslocamento Baixas frequências, menor que 600 CPM

Quando se monitora o deslocamento físico do eixo, comum em mancais de deslizamento de turbinas, geradores e compressores.

Velocidade Médias frequências, entre 600 e 60.000 CPM

Quando se monitora falhas relacionadas à rotação da máquina, como desbalanceamentos, desalinhamentos, folgas, correias, etc.

Aceleração Altas frequências, maior que 60.000 CPM

Quando se monitora falhas relacionados a impactos, como rolamentos, engrenagens, cavitação

O critério da frequência é porque a vibração em aceleração faz destacar eventos de alta frequência, mas não destaca eventos de baixa frequência. Ao contrário, a vibração em deslocamento faz destacar eventos de baixa frequência, mas não destaca altas frequências. Vibração em velocidade destaca médias frequências. Figura 22 a seguir mostra espectros de uma mesma vibração colhidos respectivamente em deslocamento, velocidade e aceleração, cada um destacando a faixa de frequências de sua habilidade.

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Figura 22 - Destaque das vibrações em deslocamento, velocidade e aceleração de acordo com a frequência.

Foram desenvolvidas técnicas de demodulação de sinais de defeitos que produzem altas frequências ressonantes, podendo ser o "envelope da aceleração" ou o gSE, desenvolvidos pelos fabricantes de equipamentos de análise de vibrações, para auxiliar no diagnóstico de falhas de rolamentos e engrenamentos, podendo ainda auxiliar no diagnóstico de outros defeitos.

A medição da vibração, independentemente do parâmetro utilizado, pode ser feita nas direções horizontal (H), vertical (V) e axial (A). A escolha da direção é determinada pela menor rigidez do sistema, direção da força sobre o mancal, ou pelo tipo de defeito que deseja avaliar.

Figura 23 - Direções de medição da vibração.

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Outro critério de avaliação bastante utilizado para análise em mancais de deslizamento é a

análise de órbitas, que "enxerga" o movimento do eixo dentro dos mancais através de coordenadas de posição do centro do eixo. A figura 24 abaixo é uma sequência de órbitas, colhidas mo momento de partida de um protótipo. Pode-se perceber que o deslocamento do eixo varia de acordo com a sua rotação.

Figura 24 - Órbitas.

Os atuais equipamentos portáteis de dois ou mais canais são também capazes de analisar órbitas. A análise de órbitas é bastante utilizada pelos especialistas no monitoramento de turbinas e compressores rotativos nas plataformas e refinarias, principalmente para mancais de deslizamento.

Figura 25 – Analisador SKF-AX em leitura de órbita, CSI 2130, e Commtest VB7.

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SENSORES DE VIBRAÇÃO:

Os sinais de vibração são captados através de sensores denominados transdutores. Os

principais transdutores utilizados em programas de manutenção pela condição são: Transdutores Sísmicos - “Pick-ups” de velocidade, Acelerômetros Piezoelétricos, e os Transdutores de Deslocamento Relativo ou de Proximidade. Cada um deles tem suas particularidades, mas todos emitem um sinal elétrico proporcional à amplitude da vibração.

O sensor de velocidade

é mais indicado para monitoramento de vibrações de baixas frequências. Ele consiste de um ímã que recebe a vibração vinda de uma haste. O ímã se desloca dentro de uma bobina, e esse movimento produz um sinal elétrico proporcional à sua amplitude. Estes sensores tem muito baixas frequências naturais e são projetados para medir frequências de vibração que são maiores do que a frequência natural do pickup. Este tipo de sensor vem caindo em desuso, devido à sua não linearidade e sua fragilidade, requerendo constantes aferições.

Figura 26 - Sensor de velocidade.

O acelerômetro

é um outro tipo de sensor, e vem substituindo o sensor de velocidade com muitas vantagens, sua resposta é mais linear, possui frequência natural muito elevada, ele é mais robusto e menor. Consta de um elemento piezelétrico, que emite um sinal elétrico quando recebe alguma tensão mecânica vinda da haste sensora. Quando sujeito a uma força, o elemento piezoelétrico irá acumular íons positivos e negativos nas superfícies do cristal. A quantidade de carga acumulada é diretamente proporcional à força aplicada. No acelerômetro é instalada uma massa conhecida sobre o cristal, a fim de corresponder o sinal elétrico com a aceleração do sistema.

Figura 27 - Acelerômetro piezoelétrico por compressão e cizalhamento.

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A aplicação geral dos acelerômetros é para frequências acima de 1Hz (60CPM) até 25KHz

(1.500.000CPM). Para analisar frequências abaixo desta são preferíveis os sensores de velocidade, ou acelerômetros de construção especial, de 0,2Hz (500mV/g).

O acelerômetro triaxial é capaz de fornecer leituras nas três direções no mesmo instante de coleta da vibração. Mas requer que o instrumento tenha construção específica em multicanais.

Figura 28 – Acelerômetro Triaxial.

A montagem dos sensores de contato pode variar conforme figura abaixo. Observar que a montagem que possui maior faixa de frequência é a do tipo parafuso prisioneiro. Mas no serviço em rota a montagem magnética direta é a mais usada, seguida para arruela de aço fixada por adesivo.

Figura 29 – Montagem dos sensores.

O outro grupo de sensores é o de deslocamento, ilustrado pela figura 30. Ele recebe uma alimentação elétrica e forma um campo magnético entre sua extremidade e o eixo em rotação. Quando ocorre vibração, ocorre movimento do eixo, e na medida em que varia a distância entre a ponta sensora e o eixo, varia a intensidade do campo magnético formado. O sinal elétrico de vibração é, portanto, proporcional à intensidade do campo magnético.

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As leituras de órbita são obtidas a partir de sensores de não contato montados aos pares

defasados de 90º. Este tipo de sensor é muito utilizado para monitoramento de deslocamentos e folgas em eixos de turbinas e de compressores, montados permanentemente em mancais de deslizamento, como ocorre na maioria das máquinas das plataformas e refinarias, como também em turbinas a vapor. Este tipo de sensor requer que o eixo seja muito liso na região da leitura, pois imperfeições superficiais iriam provocar variação do campo magnético, indicando falsa vibração.

Figura 30 - Sensor de não contato ou de proximidade.

Figura 31 - Sensor de não contato ou de proximidade

Os Strain Gauge tem tido aplicações na análise de vibrações, principalmente em tubulações e estruturas. Eles são colados na estrutura e se deformam junto com ela, emitindo um sinal proporcional à sua deformação. Na medida em que a superfície do objeto é deformada, a película metálica também é deformada, causando mudança na sua resistência elétrica.

Figura 32 - Strain Gauges.

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Para medição e monitoramento da vibração de máquinas de difícil acesso, já existem os

sensores tipo “wireless”, que transmitem o sinal sem a necessidade de aproximação da máquina.

Figura 33 - CSI 9420 Wireless Vibration Transmitter.

SEVERIDADE DA VIBRAÇÃO:

O melhor julgamento da severidade de uma vibração é feito pelo acompanhamento de sua tendência ao longo do tempo, pois se percebe o desvio de sua média. A figura 34 mostra a tendência da vibração global medida no mancal de um exaustor de 350 CV. Percebe-se um súbito aumento da vibração e uma queda após a correção com balanceamento.

Figura 34 - Tendência da vibração global.

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Figura 35 - Semelhança do comportamento da tendência com a Curva da Banheira.

De uma forma geral, determina-se os limites de vibração atribuindo-se valores em relação à sua média histórica de baixa vibração, ou em relação à vibração da máquina quando nova. Assim atribui-se:

Atenção Perigo Baixas frequências 2 x média histórica 4 x média

histórica Altas frequências 3 x média histórica 6 x média

histórica

A tendência da vibração filtrada também pode ser acompanhada pelos espectros em cascata, conforme figura 36. O quadro inferior da figura mostra o espectro individualizado selecionado.

Figura 36 - Espectros em cascata.

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Os limites de vibração quando não são estipulados pelo comportamento das tendências,

podem ser determinados através de recomendações genéricas normalizadas. Os valores assim obtidos podem ser adotados como ponto de partida, para depois serem refinados pela tendência. As figuras que se seguem são recomendações para limites de severidade de vibração.

O ábaco da figura 39 refere-se a medições filtradas feitas em deslocamento (microns) pico a pico, colhidas na estrutura da máquina ou na caixa do mancal.

A figura 40 refere-se a medição de vibrações feitas em aceleração ( 1g = 9,8 m/s2 ) de pico.

Em ambas cartas existe uma referência da vibração em velocidade. Observar que a referência em velocidade não está relacionada à frequência da vibração, enquanto que em aceleração e deslocamento existe uma relação com a frequência.

Um padrão de severidade de vibração em velocidade RMS bastante utilizado, e adotado em diferentes normas é o que representado pela figura 37. Observar que a severidade não depende da rotação da máquina, mas sim ao seu porte e da sua rigidez, que indiretamente está relacionado ao amortecimento da máquina.

A tabela da figura 38 sugere limites de vibração global em velocidade de pico para alguns tipos de equipamentos. A relação entre vibração de pico e vibração RMS é dada por:

RMS = PICO / 2 ; ou RMS = 0,707 PICO.

Figura 37 - Ábacos de severidade da vibração em velocidade - RMS. a) Conforme ISO 10816 e b) Conforme NBR 10082.

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Figura 38 - Recomendações para limites de vibração global em velocidade ( mm/s de pico).

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Figura 39 - Ábaco de severidade da vibração em deslocamento - pico a pico.

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Figura 40 - Ábaco de severidade da vibração em aceleração - g de pico.

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CAUSAS DE VIBRAÇÃO:

A vibração é uma característica sempre presente em todos os tipos de equipamentos

dinâmicos, e sua ocorrência em níveis não elevados é perfeitamente aceitável. A vibração anormal e excessiva pode causar danos ao equipamento e até provocar sua falha funcional. Algumas causas de vibração anormal podem ser devidas a:

- Falhas de projeto: o tipo de falha mais comum é a ressonância em componentes da máquina.

- Falhas de fabricação: podem ser por acabamento superficial irregular, excentricidades, perfil irregular de dentes de engrenagens, material fora de especificação, falhas de fundição, etc.

- Falhas de montagem e de manutenção: desalinhamentos, folgas, ajustes.

- Falhas decorrentes de operação: desbalanceamento, cavitação, erosão, corrosão. Uma operação inadequada ou descuidada do equipamento pode levar a falhas como fadiga, sobrecarga, empeno, desgaste de mancais devido a introdução de impurezas, etc.

As categorias dos defeitos que geram vibrações podem ser agrupadas em:

- Dinâmica de sistemas mecânicos: desbalanceamento, desalinhamento de eixos, mancais, polias e engrenagens, empenos de eixos, correias folgadas, folgas generalizadas, roçamento, ressonância. Dentro deste grupo estão também os problemas relacionados a impactos como falhas de rolamento e de engrenamento.

- Dinâmica dos fluidos: efeitos aerodinâmicos, hidrodinâmicos, turbulências, pulsação de fluxo, cavitação, formação de vórtex. Um vórtice (ou vórtex) é um escoamento turbulento giratório onde as linhas de corrente apresentam um padrão circular ou espiral. São movimentos espirais ao redor de um centro de rotação. Ele surge devido a diferença de pressão de duas regiões vizinhas. Quando isso ocorre o fluido tende a equilibrar o sistema e flui para esta região mudando, eventualmente, a direção original do escoamento.

Eventualmente, se a frequência do vórtex se aproxima da frequência natural da estrutura, ela irá entrar em ressonância, e sua vibração poderá ser destrutiva.

- Efeitos Eletromagnéticos: originários de motores elétricos e geradores, são os problemas decorrentes de desbalanceamento magnético, passagem de ranhuras, instabilidade na alimentação.

DIAGNÓSTICOS POR VIBRAÇÕES:

Antes de iniciar com os diagnósticos, alguns conceitos devem ser compreendidos. A vibração é um sinal periódico, formado por várias componentes senoidais. Cada componente tem característica de amplitude e frequência, que são justamente os eixos do espectro FFT.

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Figura 41 - Sinal no domínio do tempo e no domínio da frequência (FFT).

1 – Picos harmônicos: são uma série de picos cujas frequências são múltiplas inteiras de uma determinada frequência de referência, chamada de fundamental. Ainda podem ter os inter-harmônicos (quando são múltiplos de 0,5), e os sub-harmônicos.

2 – Bandas laterais: são picos laterais a um dão pico de referência, distanciados de um mesmo valor de frequência. Podem ser bandas simples ou múltiplas.

Figura 42 - Picos harmônicos e bandas laterais.

Os diagnósticos que se seguem são resultado da maior probabilidade de apresentação dos defeitos. Significa dizer que existem situações em que os sintomas se apresentam de forma diferente, ou com interpretação dúbia, requerendo uma pesquisa mais aprofundada para determinação do diagnóstico.

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Uma das formas de se eliminar dúvidas na pesquisa da

verdadeira causa de uma vibração, é a comparação da medição entre os mancais da máquina, verificando amplitude, ângulo de fase, e também considerando as direções das medições.

Figura 43 - Comparação da vibração entre dois mancais

Desbalanceamento: é um dos problemas mais comuns na análise de vibrações. Acontece quando uma massa desbalanceada produz uma força centrífuga maior que sua compensação a 180º. Pode ser provocado por desgaste ou corrosão do rotor, vazios internos de fundição, serviços de recuperação com adição de massa não uniforme, material não uniforme no rotor, geometria irregular do rotor, acúmulo de material ou sujeira, excentricidade.

O desbalanceamento pode ser estático ou dinâmico, conforme representações da figura 45 abaixo. Quando ocorre desbalanceamento estático, é possível corrigir com um procedimento simples, chamado balanceamento estático. Neste procedimento se observa a parte do rotor mais pesada, que sempre fica para baixo, quando ele repousa sobre mancais de baixo atrito. Daí se acrescenta peso na direção oposta até que não se perceba mais uma posição viciada. Já no desbalanceamento dinâmico é necessário um procedimento específico que se faz com o rotor em movimento, considerando a vibração e o ângulo de fase em cada mancal.

a) b) c) d)

Figura 45 - Desbalanceamentos estático (a e b) e dinâmico (c e d).

As figuras a seguir mostram rotores de ventiladores com desbalanceamento estático e dinâmico.

Figura 44 - Desbalanceamento de Massa

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Figura 46 - Desbalanceamentos estático e dinâmico em rotores de ventilador.

Figura 47 - Desbalanceamentos

Excentricidade:

possui espectro semelhante ao desbalanceamento, porém quando se trata de polia, somente o balanceamento não acaba com a vibração, pois as correias irão trabalhar sob tensão alternativa. A maior vibração se dá na direção da linha entre centros das polias.

A sequência da figura 27 ao lado mostra o desbalanceamento estático (01 plano), desbalanceamento binário (2 planos), e o desbalanceamento de rotor em balanço. No primeiro as fases são aproximadamente as mesmas, medidas nos dois mancais. No segundo caso, a diferença de fases é próximo a 180º . Ambos os casos a vibração e medição das fases é na direção radial. Rotor em balanço costuma apresenta vibração axial mais elevada, com fases iguais na posição axial, podendo apresentar diferença de fases de 180º quando medidas na radial.

O espectro destaca pico de 1X dominante.

Figura 48 - Excentricidade

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Empeno de Eixo:

Figura 49 - Empeno de eixo.

Desalinhamentos:

Paralelo ou OFF-SET

Angular

Misto ou combinado

Desalinhamento em transmissões por correia

Desalinhamento de Mancais

Figura 51 - Desalinhamentos.

Analisando-se apenas os espectros de frequência, desalinhamento e desbalanceamento geralmente são confundidos, pois apresentam picos em 1X. Porém desbalanceamento aumenta com o quadrado da rotação, enquanto desalinhamento aumenta pouco com a rotação.

Figura 50 – Formas de Desalinhamentos

O desalinhamento angular é

caracterizado pela componente axial mais expressiva que a radial. Quando suave, destaca picos no es-pectro em 1X, podendo apresentar 2X, 3X, e harmônicos, depen-dendo da severidade. A diferença de fases é de 180º. A vibração associada a desalinhamento não reflete a intensidade do desalinha-mento em si, mas a capacidade do acoplamento em absorvê-lo.

O desalinhamento paralelo possui sintoma parecido com o angular, porém com componente radial mais expressiva.

No desalinhamento misto, ocorrem ambos os sintomas. Quando o desalinhamento é muito severo, aparecem picos de altos harmô-nicos, 4 a 8X, ou mesmo uma série de harmônicos semelhante a folgas. O tipo do acoplamento influencia na forma do espectro.

Desalinhamento de mancais produz vibração axial com diferença de fase de 180º na posição axial do mesmo mancal, medidas diametralmente opostas.

Caracterizado por vibração axial destacada, com diferença de fases próximo a 180º, medidas na mesma direção e sentido. O pico de 1X se destaca quando o empeno estiver no centro do eixo, forçando assim um desbalanceamento. Se o empeno é próximo aos mancais o pico é de 2X, conforme figura 29.

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Correias Folgadas:

Figura 52 - Correia Folgada

Ressonância:

Figura 53 - Ressonância.

Desgaste com folga de mancais:

Figura 54 - Desgaste e Folga.

Roçamento:

Figura 55 - Roçamento.

Estágios avançados de desgaste de mancais de deslizamento, ou folga no alojamento de mancais de rolamento, são evidenciados por uma série de harmônicos da rotação. Quando existe esta fol-ga, sintomas de desbalanceamentos ou desalinhamentos aparecem amplificados, e se a folga estivesse dentro da normalidade, estes sintomas não apareceriam. A fase é geralmente instável. Por isso um diagnóstico de desalinhamento ou desbalanceamento pode ser precipitado se existe a folga.

O roçamento de rotor em partes estacionárias da máquina, gera um espectro parecido com o de folga em mancais. O roçamento pode ser parcial ou por toda revolução do rotor, gerando uma série de frequências que por sua vez muitas vezes excita alguma ressonância. Também é comum gerar sub-harmônicas e inter-harmônicas.

Se um equipamento opera na rotação de sua frequência natural, balanceamento de campo é quase impossível, devido à grande variação de fase (90º na ressonância e 180º quando próxima), impossibilitando marcar as referências. Testes de frequência natural ou partida e parada devem ser feitos para identificar e eliminar a ressonância.

A frequência de vibração de correias é calculada pela fórmula abaixo. No espectro é comum aparecer com harmônicos.

cF = cL

ND 11.. =

cL

ND 22 .., onde:

N – Rotação da polia Lc – Comprimento da correia

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Folgas mecânicas:

Figura 56 - Folgas

mecânicas.

Passagem de Pás:

Figura 57 - BPF

Turbulência e Cavitação:

Figura 58 - Turbulência e Cavitação.

O pico do espectro está na frequência resultante do produto entre a rotação e o número de pás do rotor. É inerente ao trabalho de bombas, ventiladores e compressores centrífugos. Não costuma ter amplitude elevada, a não ser que o rotor esteja com algum jogo axial ou radial. Vibrações elevadas nesta frequência também podem ser decorrentes de excitações de frequências naturais.

Obstruções no fluxo,

ou altura de elevação extrema podem produzir este tipo de vibração em bombas.

No caso de bombas com difusor, sendo n1 = pás do rotor; n2 = pás do difusor; k = maior divisor comum a n1 e n2.

BPFt = k

nn 21x N

A turbulência é comum em

ventiladores, devido à variações de pressão ou velocidade na passagem do ar através dos dutos ou do próprio ventilador. A regulagem do damper, quando possível, pode melhorar este nível de vibração. A frequência característica é abaixo de 1X, e o espectro mostra uma "montanha".

Cavitação gera maiores frequências randômicas. É um fenômeno destrutivo na bomba, pois erode rotor e voluta. Geralmente produz um som característico.

Este sintoma é causado por folga ou fragilidade estrutural dos pés da máquina, chapa de base ou deterioração do "grouting", afrou-xamento dos chumbadores, ou ainda distorção da base metálica da máquina ou da estrutura de seus mancais. Folgas de aperto costumam produzir vibração na direção vertical. Como um pe-queno desbalanceamento sempre existe, pequenas folgas podem confundir com desbalanceamento, predominando a componente 1X. Quando o jogo de folgas aumenta pode produzir 2X, harmônicos e sub-harmônicas no espectro, 1/2X; 1/3X; 1/4X. A fase é constante quando existe afrouxamento. A variação de amplitude é abrupta em relação à variação de rotação.

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Engrenamento:

O engrenamento de dentes de engrenagens se dá na altura dos seus diâmetros

primitivos, que numa montagem ideal devem tangenciar-se. Se a montagem estiver muito justa, os dentes irão penetrar além da medida nos vãos da outra engrenagem, fazendo cruzar os diâmetros primitivos. Se a montagem estiver com folga, os diâmetros primitivos não irão se tocar, e terão folga lateral exagerada.

Figura 59 - Engrenamento.

Engrenamentos estão presentes em máquinas nas caixas redutoras, nas bombas de óleo, e mesmo nas engrenagens abertas, encontradas no acionamento de moendas, moinhos, fornos rotativos, e outros equipamentos de grande porte.

Figura 60 - Engrenamentos.

As falhas mais comuns de engrenamento são causadas por excentricidade, desalinhamento, folga nos mancais dos eixos, radiais ou axiais, ajuste na montagem, fabricação com perfil e passo alterados. As consequências de engrenamentos mal ajustados são má distribuição da carga nos dentes, esforços aumentados, maior fricção entre os dentes, rompimento do filme lubrificante, desgaste, pitting, fadiga e quebra de dentes, além da manifestação da vibração. Também sofrem aqueles engrenamentos mal dimensionados, que recebem esforço maior que a capacidade dos dentes, rompendo o filme lubrificante, e desenvolvendo as falhas.

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O espectro normal de engrenamento mostra picos de 1X e 2X dos eixos. A frequência de engrenamento (GMF) geralmente aparece com pequenas bandas laterais da rotação de um dos eixos. Ne-nhuma amplitude é elevada, e não aparecem frequências naturais das engrenagens.

Desgaste dos dentes é acusado com aparecimento de frequências naturais das engrenagens com bandas do eixo da engrenagem defeituosa. O GMF pode aparecer mesmo com baixa amplitude, mas as bandas laterais são mais pronunciadas.

Defeito de passo nas engrenagens produz picos de GMF e harmônicos, além de uma série de altos harmônicos da rotação do eixo com o problema. É um caso típico de modulação da frequência (FM).

Carregamento elevado nos dentes destaca GMF. Não é necessaria-mente um problema, desde que as bandas sejam de baixa amplitude e não apareçam frequências naturais das engrenagens.

Excentricidade de engrenagem e backlash destacam GMF com bandas laterais elevadas, às vezes múltiplas bandas.Backlash também excita frequências naturais da engrenagem com bandas laterais.

Desalinhamento de engrenagens quase sempre produz harmônicos do GMF de segunda ou terceira ordem, com bandas laterais, e amplitudes maiores que a fundamental 1XGMF.

Dente quebrado produz pico elevado na frequência de 1X da engrenagem defeituosa, além de excitar sua frequência natural com bandas da sua rotação. A forma de onda irá mostrar um pico de alta amplitude toda vez que o dente defeituoso engrenar.

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É dada por

Sejam: Z1 = nº de dentes do pinhão.

Z2 = nº de dentes da coroa. Nf = produto dos fatores comuns a Z1 e Z2. Nf corresponde ao número de fases de montagem possíveis entre Z1 e Z2.

Frequência de Repetição de dentes é dada por: )(

)(

21 ZZ

NfGMFFRD

Frequência de Fase do engrenamento é dada por: Nf

GMFFF

NfZ2 = número de dentes de Z2 que determinado dente de Z1 faz contato.

NfZ1 = número de dentes de Z1 que determinado dente de Z2 faz contato.

Como regra, Z2/Nf dentes do pinhão entram em contato com Z1/Nf dentes da coroa, formando uma montagem "viciada", com alguns mesmos dentes do pinhão engrenando sempre com outros mesmos dentes da coroa. Outro efeito deste padrão de montagem é gerar componentes Nf x N1 e/ou Nf x N2. Engrenamentos que possuem Nf >1 quando desmontados devem retornar às mesmas posições de engrenamento, do contrário irão provocar vibração com destaque da componente FF.

A FRD é geralmente muito baixa (< 1200 CPM), sendo possível às vezes ouvir ou perceber "batidas" da repetição do engrenamento defeituoso (hunting). Evidencia-se bem no sinal no tempo.

Particularmente, quando Nf = 1, tem-se que FRD = N1/Z2 = N2/Z1.

FRD < N2 < N1 < GMF

A condição ideal num engrenamento é quando um dente de uma engrenagem possa se acoplar com todos os dentes da outra. Neste caso Nf = 1, ou seja, não há divisor comum entre Z1 e Z2.

Devido à não linearidade das vibrações de engrenamento, é possível encontrar frequências decorrentes da soma ou diferença das frequências características.

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Rolamentos:

As falhas de rolamento se manifestam através de seus elementos, que são pista

externa, pista interna, gaiola, elementos rolantes.

Figura 63 - Elementos dos Rolamentos.

A forma mais usual de se verificar os elementos dos rolamentos é através da demodulação do sinal (envelope, gSE). Esta técnica consiste em extrair a forma de onda e detectar eventos repetidos (no caso de rolamentos, eventos de impacto). A seguir procede-se uma envolvente (envelope) que contorna a forma de onda, principalmente na cobertura dos picos de impacto. Este envelope é então observado como uma nova e isolada forma de onda, que é aplicada uma FFT, obtendo-se finalmente o espectro do envelope.

Figura 64 – Processamento do envelope

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Figura 65 - Evolução da

falha em rolamentos.

Situações eventualmente encontradas nas análises de rolamentos:

Lubrificação insuficiente em rolamentos, principalmente do tipo de esferas, provoca picos no espectro em 1X e harmônicos, podendo ainda gerar sub-harmônicos de 1/2, 1/3X.

Desalinhamento em mancais de rolamento, assim como empeno no eixo junto ao mancal pode provocar picos de z.BSF 1X, onde z é o número de esferas (ou rolos).

Folga interna no rolamento produz frequência de 1X e harmônicos, podendo destacar pico de ordem elevada. Quanto maior esta ordem, significa maior irregularidade na pista do rolamento.

Falha localizada na pista interna pode produzir pico na frequência f = z.n.BPFI com ou sem bandas laterais de 1X ou BSF, e na pista externa, pico na frequência f = z.n.BPFO .

Falha localizada na esfera pode produzir pico na frequência f = 2.n.BSF.

A severidade do dano no rolamento pode ser avaliada pela relação entre valor de pico e valor RMS (Pico/RMS). Quanto maior, mais evoluída está a falha do rolamento. Valores baixos podem significar má lubrificação ou início de desgaste. A evolução da falha tende a gerar ruído.

1º Estágio: Primeiros sinais de danos em rolamentos aparecem em frequências ultra-sônicas, entre 1.200.000 e 3.600.000 CPM. Esta faixa de frequências é a de aquisição do gSE, com amplitude próxima a 0,25.

2º Estágio: Pequenos defeitos do rolamento começam a excitar frequências naturais dos seus componentes, na faixa de 30.000 a 120.000 CPM.Bandas laterais aparecem no final deste estágio. GSE evolui para valores entre 0,25 e 0,5.

3º Estágio: Frequências dos componentes do

rolamento aparecem, inclusive com harmônicos. Com o agravamento do defeito, mais harmônicos aparecem, e o número de bandas laterais também au-menta. GSE evolui de 0,5 para valores acima de 1,0. Neste estágio o desgaste já é visível, principalmente quando bandas laterais bem definidas acompanham os picos dos harmônicos dos defeitos.

4º Estágio: Próximo ao fim, amplitude de 1X RPM já é afetada, cresce e produz harmônicos. Frequências de componentes e fre-quências naturais começam a desaparecer, e são substituídas por uma frequência randômica de larga faixa. As amplitudes das bandas e o gSE podem diminuir, mas quando se está bem próximo da falha o gSE cresce para valores muito altos.

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Problemas elétricos:

Os motores podem apresentar vibrações de diversas formas. As vibrações mecânicas podem aparecer nos motores, como folgas, desbalanceamento, desalinhamento, excentricidade, rolamentos, correias, além de vibrações externas que chegam à sua carcaça. Particularmente os motores podem apresentar vibrações de origem eletromagnéticas, relacionadas à excentricidade do rotor dentro do estator, e à passagem pelas ranhuras e barras do rotor.

Figura 66 – Vista explodida do motor elétrico AC.

Figura 67 – Estator e Rotor do motor elétrico, respectivamente com suas ranhuras e barras.

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O rotor é um ímã permanente que gira entre dois eletroímãs estacionários. Como os

eletroímãs são alimentados por corrente alternada, seus pólos invertem suas polaridades conforme o sentido da corrente inverte. O rotor gira enquanto seu pólo norte é 'puxado' primeiramente para o eletroímã esquerdo e 'empurrado' pelo eletroímã direito. Cada vez que o pólo norte do rotor está a ponto de alcançar o pólo sul de um eletroímã estacionário, a corrente inverte e esse pólo sul transforma-se um pólo norte. O rotor gira continuamente, terminando uma volta para cada ciclo da corrente alternada. Como sua rotação é perfeitamente sincronizada com as reversões da AC, este motor é denominado ‘motor elétrico síncrono de AC’. Este motor é essencialmente idêntico a um gerador elétrico.

Figura 68 – Esquema de um motor elétrico AC.

Alguns motores de corrente alternada têm rotores que não são quer imãs permanentes quer eletroímãs convencionais. Estes rotores são feitos de metais não-magnéticos, como o alumínio, e não têm nenhuma conexão elétrica. Todavia, o isolamento elétrico deles não os impede de ficarem 'magnetizados' ou 'imantados'. Quando um rotor feito de alumínio é exposto a campos magnéticos alternados, correntes elétricas começam a fluir por ele e estas correntes induzidas tornam o rotor magnético. Esse é um fenômeno básico do eletromagnetismo denominado indução eletromagnética. Tais motores, que usam desse fenômeno para tornarem seus rotores magnetizados, são chamados de “motores A.C de indução”.

Os problemas de vibrações em motores elétricos geralmente estão associados a:

Excentricidade Estática,

Excentricidade Dinâmica,

Barras do rotor,

Ranhuras do estator.

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Figura 69 – Problemas

Elétricos.

Excentricidade estática do rotor no estator gera alta amplitude na frequência de 2xFl (frequência da rede elétrica), e às vezes pico da rotação, devido à diferença de campo magnético. Diferença de "air gap" não deve exceder 5% em motores de indução, e 10% em mo-tores síncronos. Em alta frequência mostra Fb

2Fl. "Pé manco", bases deformadas, mancais fora de centro (recuperação mal reali-zada), e estator ovalizado podem produzir excentricidade estática.

Problemas no estator como aquecimento, bobinas quebradas ou com perda de isolamento podem produzir sintoma semelhante ao de excentricidade estática. Espectro de corrente destaca Fl , às vezes com harmônicos.

Excentricidade dinâmica (rotor), geralmente produz pico de Fp, ou pico da rotação com bandas de n.Fp (N

n.Fp). Pode ser provoca-da por rotor excêntrico ou eixo empenado. Requer espectro com melhor definição para distinguir pico de Fp. Em alta frequência apresenta Fr N; ou Fr Fp.

Para descartar problemas eletromagnéticos, o

corte de energia da máquina desacoplada não deve ocasionar mudança imediata na resposta vibratória em 1x.

O desbalanceamento de voltagem nas fases apresenta comporta-mento idêntico. A distinção entre os dois problemas pode ser alcan-çada através da medição de voltagem e corrente de cada fase.

Barra ou anel de rotor quebrada ou trincada, junta entre barras em mau estado, produzem alta amplitude na frequência de 1X

RPM, com bandas laterais de Fp (N

n.Fp). Barra trincada também produz harmônicos da rotação com bandas laterais de Fp. Barras do rotor frouxas ou trincadas geram frequência de passagem de barras do rotor (1X RBPF ou Fb) com bandas laterais de 2X Fl. Pode também provocar manifestação de 2XFl, porém neste caso a confirmação se dá no espectro de corrente com Fl n.Fp.

Problema de fase devido a conectores folgados ou quebrados causa alta vibração na frequência de 2X Fl, com múltiplas bandas laterais de 1/3 Fl. Amplitude pode exceder 25 mm/s se deixada incorreta-mente. Este problema é típico quando o conector folgado faz con-tato esporadicamente.

Bobinas folgadas no estator de motores síncronos irá gerar alta vibração na frequência de passagem das ranhuras (Fr), com bandas da rotação (N).

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Para distinguir problema elétrico do problema mecânico é necessário usar espectros de

alta resolução.

Figura 70 - Problemas Elétricos X Mecânicos.

Picos de barras e ranhuras são normais até 0,5 mm/s RMS, com alarmes em 1,5 e 2,5 mm/s.

A WEG, renomada fabricante de motores elétricos estabelece os níveis de vibração conforme tabela abaixo. A altura do eixo reflete diretamente o número da carcaça. Os níveis de vibração do grau A são adotados para balanceamento normal (sem requisitos especiais de vibração) descritos na norma IEC 60034-14. Opcionalmente, os motores também podem ser fornecidos com balanceamento reduzido (B). Os limites de velocidade de vibração RMS em mm/s, medidos em condição de suspensão livre (base elástica) para os graus A e B são mostrados na tabela 7.

Resumo dos problemas elétricos: Apost. FUPAI com considerações do Prof. Márcio Tadeu.

Excentricidade dinâmica

Fr com bandas de 2Fs ou 1X

Excentricidade estática

2Fl

Barras ou anéis de rotor trincadas ou quebradas

RBPF com bandas de 2Fs ou 1X

Estator com bobinas folgadas

Fr com bandas de 1X ou de 2Fl

Estator ovalizado

Fr com bandas de 2Fl

RBPF: Modulações com bandas em torno desta frequência são sintomas de defeito no estator ou no rotor.

- Bandas de 1X: barras quebradas ou trincadas do rotor. Excentricidade dinâmica. - Bandas de fp: barras quebradas ou trincadas do rotor. Aquecimento localizado de

barras ou anéis. - Bandas de 2Fl: espiras do estator em curto ou com baixo isolamento. Excentricidade

estática. Barras do rotor quebradas ou trincadas. Fr: Pico aparece por estator ovalizado ou excentricidade estática.

- Bandas de fp: Excentricidade dinâmica. - Bandas de N: Excentricidade dinâmica. Bobinas folgadas no estator.

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Número de Ranhuras - Motores WEG Standard e Alto Rendimento Plus

II Pólos IV Pólos VI Pólos VIII Pólos

Carcaça Estator Rotor Estator Rotor Estator Rotor Estator Rotor 63 24 18 24 30 24 30

71 24 18 24 28 24 28 24 28 80 24 28 36 44 36 44 36 44 90 24 18 36 44 36 44 36 44

100 24 28 36 28 36 33 36 44 112 36 28 36 44 36 33 48 44 132 36 28 48 40 36 40 36 44 160 36 28 48 40 72 60 72 60 180 36 28 48 40 72 58 72 58 200 36 28 48 40 72 58 72 58

225/250 48 40 72 58 72 56 72 56 280/315 48 40 72 58 72 58 72 56

315B 48 32 72 52 72 54 72 58

355 48 38 72 58 72 58 72 82

Mancais de Motores SIEMENS:

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EXEMPLOS DE ESPECTROS:

Figura 71 - Desbalanceamento.

Figura 72 - Desalinhamento.

Figura 73 – Folga


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Figura 75 - Dente quebrado em engrenagem.

Figura 76 - Rolamento defeituoso.

Figura 77 - Problema elétrico.

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Figura 78 - Falta de rigidez estrutural.

Figura 79 - Folga de mancal de deslizamento.

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CADASTRAMENTO DOS EQUIPAMENTOS:

Equipamento:______________________

Figura 80 - Esquema de um picador com seus pontos de medição.

TURBINA: Zanini Modelo: C-500 T Pot.: 1012 HP Paletas maior: 159 BPF :

Paletas menor: 161 BPF :

Engr. Bomba: 1750 RPM Z= 8 Fe =

Eixo Alta: 6000 RPM Z= 41 Fe =

Eixo Bxa: RPM Z= 184 Fe =

Mancal 1/2: Desliz. Mancal 3/4: Desliz. REDUTOR: Falk Modelo: 1080 YF-1 Pot.: 650 HP NE = RPM ZE = 31 Fe =

NS = RPM ZS = 57 Fe =

Engr. Bomba: RPM Z= 11

Fe = Mancal 6/7: 22219 ES - FAG

Mancal 8/9: Capa 854 Cone 861 - Timken

Lub. AGMA: 4

Mancal 10: 22338 KC3 Mancal 11: Idem SKF Nº martelos: 42 em 6 linhas Fm =

Bearing: FAG 22219S Speed: 22219 S 8.634 11.366 3.539 0.432 - 20 esferas 22219 8.194 10.806 3.515 0.431(SKF) -19 esferas 22219C 8.190 10.810 3.530 0.430(SKF) Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf

Bearing: SKF 22338C Speed: 22338C 6.173 8.827 2.695 0.412 - 15 esferas

22338 5.666 8.334 2.452 0.405 (FAG) - 14 sferas

Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf

Bearing: TIMKEN 861 Speed: 861 8.149 10,851 3.382 0 .429 19 esferas Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf

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Equipamento: Ex. C3

MOTOR: WEG Pot.: 300 CV Rotação: 1182 RPM Carcaça: 355M Mancal 1: 6316 Mancal 2: 6320 Ranhuras: 108 Barras Rotor: 84

Fr = Fb =

polia 1: 320 polia 2: 559

Nº correias: 08 Tipo Corr.: 8V - 2800

Comp. Corr.: 6800 Fc =

Ventoinha: 14 pás BPF =

VENTILADOR: Fantecnic

Mod.: 60MSH 1900 DWDI / 3

Rotor: = 1900 Peso Rotor: 300

Rotação: RPM Paletas: 12 BPF = Mancal 3 / 4:SNH 524 Rol.: 22224 EK C3 Bearing: FAG 22224S Speed: 681.00 22224S 7.655 10.345 3.212 0.425 18 esferas 22224 8.188 10.812 3.496 0.431 (SKF) 19 esferas 22224C 8.190 10.810 3.520 0.430 Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf

Figura 81 - Esquema de um exaustor com seus pontos de medição.

Bearing: SKF 6316 Speed: 1200.00 Bearing Number Balls BpfoX BpfiX BsfX BtfX

6316 (SKF) 8 3.086 4.914 2.073 0.386

Bearing: SKF 6320 Speed: 1200.00 Bearing Number Balls BpfoX BpfiX BsfX BtfX

6320 (SKF) 8 3.073 4.927 2.042 0.384

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Equipamento:___________ MOTOR: WEG Pot.: 100 CV Rotação:1750RPM Carcaça: 250 SM Mancal 1: 6314 Mancal 2: 6314 Ranhuras: Fr =

polia 1: polia 2:

Nº correias: Tipo Corr.:

Comp.Corr.: Fc =

Ventoinh: 15 pás BPF = 26250

CENTRÍFUGA:

Marca: Mausa Série: O.C.:

Modelo: Konti – 12 N 1690 RPM

Rolamentos 3 e 4: NU 220 C3; 6224 C3; NU 224 C3

Figura 82 - Esquema de uma centrífuga com seus pontos de medição.

Bearing Motor: Speed: 1750.00

Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf 6314 3.076 4.924 2.050 0.385 FAG / SKF 8 esf.

Multiple Bpfo Bpfi Bsf Btf 6224 4.596 6.404 2.960 0.418 (FAG) 11 esferas

6224 3.690 5.310 2.688 0.410 (SKF) 9 esferas

NU220 6.857 9.143 3.429 0.429 (FAG/SKF) NU224 6.853 9.147 3.415 0.428 (FAG/SKF)

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CODIFICAÇÃO DOS PONTOS DE MEDIÇÃO DE UM TURBOCOMPRESSOR :

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Figura 83 - Esquema de um turbo-compressor com seus pontos de medição.

Figura 84 - Pontos de medição cadastrados no programa.

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Figura 85 - Configuração de uma medição global no programa.

Figura 86 - Configuração de um espectro no programa.

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REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS:

- Almeida, Márcio Tadeu; Góz, Ricardo Damião - Apostila de Análise de Vibrações I -

FUPAI - 1994.

- Almeida, Márcio Tadeu; Almeida, Fabiano do Vale - Apostilas de Mini Cursos de Análises de Vibrações - Instituto de Vibração MTA - 2003.

- ENGEFAZ - Apostilas de cursos de Análise de Vibrações e Balanceamento de Campo - 1998.

- Espinosa, Flávio Nassur - Estratégia de Manutenção Enfocada na Confiabilidade e Análise de Riscos - Tese de Mestrado em Engenharia de Produção - UENF - 2001.

- IRD - Áudio-Visual Customer Training - Instruction Manual - 1975.

- IRD - IQ2000 - Application Guide - 1996.

- Lopes, Tiago - Apostila de Manutenção Preditiva por Análise de Vibrações - Curso de Pós Graduação em Engenharia de Manutenção - UFRJ - 1998.

- Prodnoff, Victor - Vibrações Mecânicas - Simulações e Análise - Maity Comunicação e editora LTDA - 1990.

- Tacques, Rogério Ribeiro - Tópicos de Vibrações em Compressores Dinâmicos - PETROBRÁS / CENPES / DIPROM / SEMAQ - 2001.

- Thomsom,

- Toyota, Toshio, Dr - How to Proceed Equipment Diagnosis - Japan International Cooperation Agency (JICA)

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apos vi brevis ada

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