apostila de manutenção preditiva - revisado

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SUMÁRIO

Capítulo 1 – Conceitos básicos..............................................................................................................3 1.1.: Vibrações – Definições...............................................................................................................................3 1.2.: Classificação das vibrações.........................................................................................................................3 1.2.1 - Vibrações determinísticas e aleatórias.............................................................................................4 1.2.2 - Vibrações periódicas.........................................................................................................................4 1.2.3 - Vibrações periódicas (síntese)..........................................................................................................7 1.3.: Vínculos, coordenadas generalizadas, graus de liberdade, modelo físico e modelo matemático.............8

Capítulo 2 – Manutenção....................................................................................................................11 2.1.: Introdução................................................................................................................................................11 2.2.: Tipos de manutenção...............................................................................................................................11 2.3.: Manutenção de Terceiro Mundo.............................................................................................................12 2.4.: Engenharia de manutenção.....................................................................................................................13 2.5.: Manutenção Moderna.............................................................................................................................14 2.5.: Manutenção Classe Mundial....................................................................................................................14 2.7.: Ferramentas de Manutenção Preditiva....................................................................................................16 2.8.: Outras considerações...............................................................................................................................16 2.9.: Análise de vibrações.................................................................................................................................16 2.10.: A Garantia da produtividade e qualidade através da manutenção preditiva........................................17

Capítulo 3 – Medição de Vibração – Aplicação em Manutenção Preditiva...........................................19 3.1.: Introdução................................................................................................................................................19 3.2.: A escala decibel........................................................................................................................................20 3.3.: Medição de amplitudes de vibração........................................................................................................21 3.4.: Instrumentos de um sistema de medição de vibrações...........................................................................22 3.5.: Seleção de acelerômetros........................................................................................................................24 3.6.: O ACELERÔMETRO: Construção...............................................................................................................24

Capítulo 4 – Medição de vibração em programas de manutenção.......................................................26 4.1.: Introdução................................................................................................................................................26 4.2.: Avaliação Inicial........................................................................................................................................26 4.3.: Sistemas de manutenção.........................................................................................................................26 4.3.1 - Operação até a quebra...................................................................................................................26 4.3.2 - Manutenção Preventiva..................................................................................................................26 4.3.3 - Manutenção Preditiva e monitoramento de condições.................................................................26 4.4.: Identificação de frequências....................................................................................................................27 4.5.: Curvas de tendência.................................................................................................................................29

Capítulo 5 – Pessoal de Manutenção...................................................................................................30 5.1.: Pessoal de manutenção...........................................................................................................................30 5.2.: Tipo de pessoal.........................................................................................................................................30 5.3.: Pessoal necessário....................................................................................................................................30 5.4.: Avaliação econômica................................................................................................................................30 5.5.: Equipamentos utilizados na medição de vibrações em programas de manutenção...............................31

Capítulo 6 – Técnicas de análise para monitoramento de máquinas....................................................33 6.1.: Introdução................................................................................................................................................33 6.2.: Análise espectral......................................................................................................................................33 6.3.: Detecção de problema e diagnose...........................................................................................................34 6.4.: Escolha dos pontos de medida.................................................................................................................35 6.5.: Ponto de medição....................................................................................................................................37

Capítulo 7 – Técnicas de análise..........................................................................................................38 7.1.: Introdução................................................................................................................................................38 7.2.: Frequências naturais de vibração.............................................................................................................38 7.3.: Medição das frequências naturais através do espectro de resposta para um red. de engrenagem.......39 7.4.: Martelo de impulso..................................................................................................................................39 7.5.: Análise Modal...........................................................................................................................................40 7.6.: Função de transferência...........................................................................................................................42

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7.7.: Função de coerência................................................................................................................................43 7.8.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens-Eixo de entrada......................44 7.9.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens-Terceiro eixo..........................49 7.10.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens-Eixo de saída........................52 7.11.: Carcaça...................................................................................................................................................60 7.12.: Comentários dos resultados...................................................................................................................68 7.13.: Frequências características dos rolamentos..........................................................................................69 7.14.: Frequência de engrenamento................................................................................................................70 7.15.: Conclusões.............................................................................................................................................71 7.16.: Análise no tempo...................................................................................................................................72 7.17.: Análise espectral....................................................................................................................................75 7.18.: Análise de frequências em uma plaina para madeira............................................................................79 7.19.: Cepstrum................................................................................................................................................79 7.20.: Comparação entre Espectros e cepstros................................................................................................81 7.21.: Outros exemplos de comparação..........................................................................................................83

Capítulo 8 – Manutenção Preditiva de rolamentos..............................................................................85 8.1.: Técnica do envelope – teoria e prática....................................................................................................85 8.2.: Frequências características de rolamento................................................................................................86

Capítulo 9 – Controle de vibrações em máquinas................................................................................92 9.1.: Introdução................................................................................................................................................92 9.2.: Causas de vibração em máquinas............................................................................................................93 9.3.: Medição de vibração................................................................................................................................94 9.4.: Análise da vibração..................................................................................................................................95 9.5.: Normas.....................................................................................................................................................96 9.6.: Exemplos práticos....................................................................................................................................97 9.6.1 - Introdução.......................................................................................................................................97 9.6.2 - Vibrações no Grupo PP 402 A - Desligado.......................................................................................97 9.6.3 - Vibrações no Grupo PP 402 A - Em funcionamento.........................................................................98 9.6.4 - Vibrações no motor ligado - com a bomba desacoplada.................................................................98 9.6.5 - Vibrações no motor ligado - sem capa e cubo do acoplamento.....................................................98 9.6.6 - Observações iniciais.........................................................................................................................99 9.6.7 - Providências iniciais e medições......................................................................................................99 9.6.8 - Conclusões iniciais...........................................................................................................................99 9.6.9 - Sugestões.......................................................................................................................................100 9.6.10 - Medição das vibrações no grupo PP 402 A após as correções....................................................100 9.6.11 - Recomendações finais.................................................................................................................100

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CAPITULO 1 – CONCEITOS BÁSICOS 1.1.: Vibrações – Definições Ao longo do curso, far-se-á constante referência a “sistemas físicos”, em geral, e “sistemas

mecânicos”, em particular. Sistema Mecânico: entidade material constituída de um ou mais elementos contínuos

(sólidos ou fluídos) ligados mecanicamente entre si. Assim, podem-se exemplificar sistemas mecânicos de muitas formas: Viga engastada; Mecanismo mecânico ou hidráulico; Estrutura de um automóvel, navio, máquina ferramenta, etc. Partes ou subsistemas de um sistema mecânico são indistintamente tratados como

sistemas mecânicos. Desta forma, somam-se à lista já citada: Placa (laje) de um edifício; Árvore principal de um torno; Eixo com os rotores de uma turbina, etc. Características dos sistemas mecânicos: Massa: responsável pelas reações dinâmicas ao movimento (força de inércia); Rigidez: responde pelas forças elásticas que surgem devido à deformação do

sistema; Amortecimento: dá conta da extração da energia mecânica de movimento. Vibração: Movimento de um sistema mecânico em relação a uma posição de equilibro estático. Este

movimento poderá ser oscilatório ou não. Resposta: movimento do sistema mecânico. Excitação: ações externas de intensidade variável com o tempo. Referencial: posição de equilíbrio estático. IMPORTANTE: Nem todo movimento é vibração. “Uma vibração de um sistema mecânico envolve, necessariamente, deformações elásticas

em torno de uma posição de equilíbrio estático. Estas deformações elásticas significam, por sua vez, esforços dinâmicos que podem, entre outros efeitos, deteriorar o sistema mecânico ou irradiar som”.

1.2.: Classificação das vibrações A natureza das ações externas (forças) determina a natureza da resposta (vibração) do

sistema mecânico. Por exemplo, se a força externa aplicada for periódica, a vibração será

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periódica. Se a força externa for impulsiva (choque), a resposta (vibração) será, em geral, transitória.

Abaixo, apresenta-se um quadro classificatório das excitações e vibrações:

1.2.1 – Vibrações determinísticas e aleatórias Uma vibração é dita determinística quando a sua variação ao longo do tempo é previsível.

Sabendo-se o valor da excitação (vibração) agora, é possível antecipar o seu valor segundos depois. As vibrações podem ser expressas por uma fórmula matemática em função do tempo.

Uma excitação (vibração) não determinística, isto é, aleatória, tem seus valores futuros imprevisíveis. Baseado na história passada da vibração, pode-se fazer assertivas estatísticas.

1.2.2 – Vibrações periódicas Muitas vibrações encontradas na prática são periódicas. O seu estudo é fundamental para a

teoria das vibrações em geral. Uma função (excitação, vibração) é periódica de período T quando apresenta a segunda

propriedade: 𝑓(𝑡) = 𝑓(𝑡 + 𝑇) (1.1)

onde t é uma variável (tempo) que toma valores em (-∞,+∞) e T é a menor constante que satisfaz a equação (1.1).

A figura seguinte ilustra uma função periódica:

Excitações ou Vibrações

Determinística

Periódica

Harmônica

Não harmônica

Não periódica

Transitória

Não transitória

Não determinística

(aleatória)

Estacionária

Ergódicas

Não ergódicas

Não estacionária

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Figura 1.1 – Função periódica

Os instantes t, t + T, t + 2T,... são chamados instantes homólogos. Vibrações periódicas são muito comuns em sistemas que contenham massas alternativas

(compressores, bombas, motores térmicos) e máquinas rotativas (bombas e compressores centrífugos, máquinas elétricas, caixas de engrenagens, etc.).

O período de uma função periódica é o menor tempo que ela leva, a partir de um dado instante, para se repetir em todas as suas características.

Frequência é o número de repetições de uma função periódica por unidade de tempo. Em símbolos:

𝑓𝑟𝑒𝑞𝑢ê𝑛𝑐𝑖𝑎 =𝑛º 𝑑𝑒 𝑟𝑒𝑝𝑒𝑡𝑖çõ𝑒𝑠

𝑢𝑛𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 𝑑𝑒 𝑡𝑒𝑚𝑝𝑜

Assim, n repetições ocorrem num tempo nT. Logo, a frequência será:

𝑓 =𝑛

𝑛𝑇 ou 𝑓 =

1

𝑇 (1.2)

A frequência de uma função periódica é igual ao inverso do período. Em geral, o período é

dado em segundos e, consequentemente, f em 𝑠−1, unidade esta que recebe o nome de Hertz (Hz).

OBS: A soma de duas ou mais funções periódicas não é, necessariamente, uma função periódica.

Sejam duas funções periódicas de períodos 𝑇1 e 𝑇2, respectivamente, e n e m dois números inteiros, evidentemente, é válida a seguinte igualdade:

𝑓𝑇(𝑡) = 𝑓𝑇1(𝑡) + 𝑓𝑇2(𝑡) = 𝑓𝑇1(𝑡 + 𝑛𝑇1) + 𝑓𝑇2(𝑡 + 𝑚𝑇2)

que, por sua vez, determinará 𝑓(𝑡) periódica se e somente se 𝑛𝑇1 = 𝑚𝑇2, isto é, se existe um número inteiro de período 𝑇1 que contém um número inteiro de período 𝑇2.

Propriedade: A soma de duas funções periódicas é uma função periódica se, e somente, se a relação de

seus períodos é um número racional, isto é:

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𝑇1

𝑇2=

𝑚

𝑛=

𝑓2

𝑓1 (1.3)

Onde n e m são números inteiros. O período da soma será: 𝑇 = 𝑛𝑇1 = 𝑚𝑇2 (1.4) e a frequência é dada por:

𝑓 =1

𝑛𝑇1=

1

𝑚𝑇2=

𝑓1

𝑛=

𝑓2

𝑚 (1.5)

Exemplos:

Uma vibração de frequência 20 Hz superposta à outra de 40 Hz resulta numa vibração de 20 Hz.

𝑓 =𝑓1

𝑛=

𝑓2

𝑚 fazendo n=1 e m=2

𝑓 =20

1=

40

2

𝑓 = 20 𝐻𝑧

Vibração de 20 Hz somada a outra de 35 Hz gera uma vibração de 5 Hz, pois:

𝑓2

𝑓1=

𝑚

𝑛 →

35

20=

7

4

assim,

𝑓 =20

4=

35

7 → 𝑓 = 5 𝐻𝑧

OBS: a) A frequência resultante é o máximo divisor comum das frequências das funções

componentes. b) A soma de duas funções periódicas de frequências múltiplas de uma delas, gera uma função periódica de frequência igual à menor das frequências das funções componentes. c) A soma de duas funções periódicas em que as frequências não estejam entre si como dois inteiros, é uma função não-periódica, permanente, chamada quase-periódica. Exemplo: Vibrações em estruturas, induzidas por forças de inércia geradas em máquinas, operando independentemente.

Função harmônica A função periódica mais fundamental é a chamada função harmônica que segue a lei: 𝑓(𝑡) = 𝐴. sin( 𝜔 (𝑡 + 𝑇) + 𝜙) (1.6.a) ou 𝑓(𝑡) = 𝐴. cos( 𝜔 (𝑡 + 𝑇) + 𝜙) (1.6.b) onde: A – amplitude ou pico (maior valor de f(t) pode assumir);

ϕ – fase, significando que a origem dos tempos está adiantada de 𝜙

𝜔⁄ segundos; ω – frequência angular.

Note-se que é indiferente representar uma função harmônica por qualquer das formas

acima uma vez que seno e cosseno são funções defasadas de 𝜋2⁄ , isto é: sin (𝜔𝑡 +

𝜋

2) =

cos (𝜔𝑡). O período trigonométrico de uma função harmônica (seno ou cosseno) é 2π. Desta forma,

sin(ωt + ϕ) = sin (ω(t + T) + ϕ)

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onde: ω(t + T) + ϕ = ωt + ϕ + 2π ωt + 𝜔𝑇 + ϕ = ωt + ϕ + 2π

ω = 2π .1

𝑇

𝜔 = 2𝜋𝑓 (1.7)

sendo: ω é chamada frequência angular e é expressa em inverso de segundo s-1 ou radiano por segundo (rad/s). É importante notar que radiano não tem dimensão física, isto é, é um número puro.

1.2.3 – Vibrações periódicas (síntese) São os movimentos que se repetem em todas as suas características, após determinados

intervalos de tempo iguais, denominados período (T). São produzidos por excitações, igualmente periódicas. Este é o tipo mais frequente de vibrações em máquinas.

𝑥(𝑡) = 𝑥(𝑡 + 𝑇) = 𝑥(𝑡 + 2𝑇) = ⋯ = 𝑥(𝑡 + 𝑛𝑇)

Ao inverso do período chamamos frequência:

𝑓 =1

𝑇 {

1 𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜 − 𝑇(𝑠)𝑓 − 1(𝑠)

A forma mais simples de movimento periódico é o movimento harmônico, que pode ser

representado por uma curva senoidal.

Figura 1.2 – curva senoidal

Esta forma de vibração só pode ser produzida quando apenas uma fonte de vibração estiver

em ação. ω = frequência angular (rad/s) ωt = 2π (ciclo) → t=T (período)

T = 2𝜋

𝜔 (s) : ∙ ω = 2πf (rad/s)

f = 1

𝑇 : ∙ f =

𝜔

2𝜋

f = 1

𝑇 (s-1) 1 ciclo – T(s)

f ciclos – 1(s)

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1.3.: Vínculos, coordenadas generalizadas, graus de liberdade, modelo físico e modelo matemático

Os conceitos de vínculos, graus de liberdade e coordenadas generalizadas serão

apresentados em relação a um sistema mecânico geral. Um sistema mecânico geral pode ser pensado como um conjunto de pontos materiais, corpos rígidos e elásticos unidos entre si através de engastes, rótulas, elementos elásticos, etc. Este sistema pode ainda ser ligado ao exterior por uma ou várias maneiras acima citadas.

Vínculos: são, genericamente, rodas as ligações internas ou externas (descritas

anteriormente): rótulas, engastes, elementos elásticos, etc. Para o entendimento dos conceitos de coordenadas generalizadas e graus de liberdade

torna-se necessário estudar a figura abaixo:

Figura 1.3

A figura 1.3 mostra um sistema mecânico constituído de um disco (cilindro) que pode girar

sobre seu eixo, este fixo numa haste articulada em 0 e que pode estender-se longitudinalmente.

A configuração espacial (neste caso, plano) num instante qualquer, será descrita por três coordenadas independentes r, θ e φ, onde x e y são as coordenadas cartesianas ortogonais do centro do disco. Outros conjuntos de três coordenadas independentes poderiam ser escolhidos para descrever a configuração do sistema.

Entretanto, poder-se-ia, perfeitamente descrever a configuração do sistema com mais de três coordenadas. Uma simples observação visual mostra que duas ou uma coordenada não são suficientes.

Escolhendo θ, φ, x e y, observa-se que 𝑥 = 𝑦. 𝑡𝑔 𝜃 (1.8) desta maneira, θ, y e φ descrevem a configuração do sistema pois x será automaticamente determinado por (1.8).

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Pode-se dizer que, para todo sistema mecânico, existe um número de coordenadas independentes capazes de descrever a sua configuração espacial. Tomando-se um conjunto de coordenadas maior que este número, haverá uma ou mais relações de dependência entre estas coordenadas. Se o conjunto for maior, haverá superabundância de coordenadas.

Coordenadas generalizadas: São todas as coordenadas empregadas para determinar-se a

configuração espacial do sistema mecânico estudado. Estas coordenadas tem a propriedade de que, na posição de equilíbrio estático, adquirem valor nulo.

Graus de liberdade: O número n de coordenadas generalizadas independentes capazes de

descrever, com exatidão, a configuração espacial do sistema. O sistema mecânico da figura (1.3) possui, desta forma, 3 graus de liberdade e conjuntos como: (x,y,φ);(r,θ,φ);(θ,y,φ) são conjuntos de coordenadas independentes é arbitrária e, em geral, ditada pela conveniência.

Exemplos: Partícula no espaço – 3 graus de liberdade.

Corpo rígido no espaço – 6 graus de liberdade. Modelo físico → Modelo matemático Para o estudo de um sistema mecânico, seja ele uma máquina (ou parte desta), uma viga,

um mecanismo, etc., é necessário fazer-se um diagrama esquematizado. Modelo físico: ao diagrama (desenho) esquematizado descrito acima, denomina-se modelo

físico, no qual são estudados os diagramas de corpo livre, esforços, deformações, etc. Na análise de vibrações, o sistema mecânico deve ser esquematizado de forma a se

apresentar com as suas coordenadas generalizadas definidas. A figura seguinte idealiza um sistema mecânico simples: uma barra sem massa, engastada e

sustentando ponto materiais capazes de oferecer inércia à translação e à rotação.

Figura 1.4

Conhecendo-se os deslocamentos e rotações dos centros de gravidade das massas (pontos

materiais), toda a configuração espacial do sistema estará determinada. Como interessam os deslocamentos e rotações a partir da posição de equilíbrio, o sistema da figura (1.4) tem seis graus de liberdade.

Na verdade, trata-se de uma aproximação de uma barra engastada livre com massa e elasticidade distribuída, tendo a massa total sido dividida em três partes, não necessariamente iguais, e concentradas em pontos.

É lógico que, se for usada uma maior divisão da barra (maior número de pontos materiais) mais a análise dinâmica do modelo se aproxima da do original. O número de graus de liberdade aumenta, entretanto, correspondentemente.

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No caso limite, obtêm-se infinitos pontos. Desta forma, a barra estaria sendo analisada como um meio contínuo com elasticidade e massa distribuídas. O sistema teria então “infinitos graus de liberdade”.

Importante “O número de graus de liberdade de um sistema mecânico é algo arbitrário. Rigorosamente

falando, todo sistema mecânico tem infinitos graus de liberdade. Atribuir um número finito é uma simplificação da realidade e deve ser feita com consciência das aproximações obtidas. Esta é uma das tarefas mais importantes do analista dinâmico, que requer competência teórica e conhecimento práticos de um engenheiro”.

Atribuir um número finito de graus de liberdade a um sistema mecânico recebe o nome de discretização do sistema.

Modelo matemático: A partir do modelo físico do sistema, deve ser feita a análise dinâmica propriamente dita.

Esta análise requer o emprego de métodos matemáticos no sentido de se determinar a resposta do sistema. Para tanto, é necessário transportar-se do modelo físico para um modelo onde é possível manipular-se com os dados iniciais do problema até obter-se as soluções do problema.

Por definição, modelo matemático é o equacionamento matemático do modelo físico, ou seja, exprimir o comportamento do sistema em forma de equações matemáticos.

Sistema real → Modelo físico → Modelo matemático

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CAPÍTULO 2 - MANUTENÇÃO 2.1.: Introdução Nos países do primeiro mundo, notadamente nos Estados Unidos, é bastante nítida

a preocupação, que todos têm, em situar suas empresas no primeiro lugar, ou seja, entre as empresas excelentes ou melhores do mundo. Em consequência a área de manutenção dessas empresas procura também a excelência. Não há empresa excelente sem que os seus diversos segmentos também não o sejam.

Apoiados nessa necessidade, a manutenção nas empresas norte-americanas buscam a melhoria de modo constante utilizando, simplesmente, as melhores práticas que são conhecidas por todos nós. Mas, apesar de conhecermos todas essas melhores práticas, verificamos que poucas empresas podem considerar sua manutenção como classe mundial. Não é exagero afirmar que no Brasil, hoje em dia, temos a maioria das manutenções com características de terceiro mundo.

A grande diferença entre as nações que obtêm excelentes resultados e o nosso país está num pequeno detalhe de enorme importância: eles conhecem e fazem, nós conhecemos e não fazemos.

2.2.: Tipos de manutenção (síntese) Por vezes verificamos que, entre o pessoal de manutenção, ainda existe alguma confusão

quanto à nomenclatura utilizada para definir os tipos de manutenção. Os nomes podem até variar, mas o conceito deve estar bem compreendido. A firme conceituação permite a escolha o tipo mais convenente para um determinado equipamento, instalação ou sistema.

Consideramos bastante adequada a seguinte classificação em função dos tipos de manutenção:

a) Manutenção corretiva – é a atuação para correção da falha ou do desempenho

menor que o esperado. Corretiva vem da palavra CORRIGIR. A manutenção corretiva pode ser dividida em duas classes: Manutenção corretiva não planejada – correção da falha de maneira aleatória, ou seja, é a

correção da falha ou desempenho menor que o esperado após a ocorrência do fato. Esse tipo de manutenção implica em altos custos, pois causa perdas de produção; a

extensão dos danos aos equipamentos é maior. Quando só existe corretiva, a manutenção é comandada pelos equipamentos. Manutenção corretiva planejada – é a correção que se faz em função de um

acompanhamento preditivo, detectivo, ou até pela decisão gerencial de se operar até a falha. Esse tipo de manutenção é PLANEJADA. Tudo que é planejado é sempre mais barato, mais seguro e mais rápido.

b) Manutenção preventiva – é a atuação realizada para reduzir ou evitar falha ou

queda no desempenho, obedecendo a um planejamento baseado em intervalos definidos de TEMPO. Preventiva vem da palavra PREVENIR.

Um dos segredos de uma boa preventiva está na determinação dos intervalos de tempo.

Como, na dúvida, temos a tendência de sermos mais conservadores, os intervalos

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normalmente são menores que o necessário, o que implica em paradas e troca de peças desnecessárias.

A preventiva tem grande aplicação em instalações ou equipamentos cuja falha pode provocar catástrofes ou riscos ao meio ambiente; sistemas complexos e/ou de operação contínua.

c) Manutenção preditiva – é um conjunto de atividades de acompanhamento das

variáveis ou parâmetros que indicam performance ou desempenho dos equipamentos, de modo sistemático, visando definir a necessidade ou não de intervenção. Preditiva vem da palavra PREDIZER.

Permite que os equipamentos operem por mais tempo e a intervenção ocorra com base em

dados e informações. Quando a intervenção, fruto do acompanhamento preditivo, é realizada, estamos fazendo uma MANUTENÇÃO CORRETIVA PLANEJADA.

d) Manutenção detectiva – é a atuação efetuada em sistemas de proteção ou

comando buscando detectar falhar ocultas ou não perceptíveis ao pessoal de operação e manutenção. Detectiva vem da palavra DETECTAR.

Um exemplo clássico é o circuito que comanda a entrada de um gerador em um hospital. Se

houver falta de energia e o circuito tiver uma falha o gerador não entra. A medida em que aumenta a utilização de instrumentação de comando, controle e

automação nas indústrias, maior a necessidade da manutenção detectiva para garantir a confiabilidade dos sistemas e da planta.

Esse tipo de manutenção é novo e, por isso, mesmo muito pouco mencionado no Brasil.

2.3.: Manutenção de Terceiro Mundo Fazendo uma rápida análise do que encontramos em grande parte das manutenções em

nosso país, podemos distinguir algumas características e algumas consequências, oriundas dessas características, que podem demonstrar o que seja uma Manutenção de Terceiro Mundo:

Principais Características:

Alta taxa de retrabalho;

Falta de pessoal qualificado;

Convivência com problemas crônicos;

Falta de sobressalentes no estoque;

Número elevado de serviços não previstos;

Baixa produtividade;

Histórico de manutenção inexistente ou não confiável;

Falta de planejamento prévio;

Abuso de “gambiarras”;

Horas extras em profusão. “TOTAL FALTA DE TEMPO PARA QUALQUER COISA” Essas características podem estar todas presentes na manutenção de uma determinada

empresa e, nesse caso, a situação merece uma melhoria global. É possível que em outras empresas, haja ocorrência de algumas dessas características, no entanto, elas serão o bastante para prejudicar os resultados.

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Principais Consequências:

Moral do Grupo sempre em baixa;

Falta de confiança do(s) cliente(s);

Constante falta de gente (Este costuma ser o principal problema do gerente de manutenção no terceiro mundo);

Não cumprimento de prazos;

Elevado número de equipamentos abertos (em manutenção);

Disponibilidade baixa;

Perda de produção por problemas de equipamentos;

Manutenção predominantemente corretiva não planejada. “NÃO SE MEDE, NÃO SE ESTUDA, NÃO SE PLANEJA.”

2.4.: Engenharia de manutenção Conjunto de atividades que permite que a confiabilidade seja aumentada e a

disponibilidade garantida. É deixar de ficar consertando, convivendo com problemas crônicos, melhorar padrões e sistemáticas, desenvolver a manutenibilidade, dar feedback ao projeto e interferir tecnicamente nas compras.

Normalmente quem está apagando fogo, vivendo de manutenção corretiva não planejada, não terá tempo para fazer engenharia de manutenção. Mas possivelmente terá tempo para continuar apagando fogo e convivendo com os resultados ruins. É necessário mudar, incorporar a preventiva a preditiva e fazer engenharia de manutenção.

As TENDÊNCIAS atuais, analisadas as empresas que são benchmark, indicam a adoção cada vez maior de técnicas preditivas e a prática da engenharia de manutenção. O quadro abaixo demonstra o porquê, relacionando os tipos de manutenção com os custos.

Tipos de manutenção Custo US$/HP*/ano

Corretiva não planejada 17 a 18

Preventiva 11 a 13

Preditiva/Corretiva planejada 7 a 9

*HP (horse power) é a potência instalada na planta – NMW Chicago 1998 O quadro a seguir mostra como está a utilização das práticas de manutenção no Brasil e nos

países de primeiro mundo.

Tipo de Manutenção Primeiro mundo em relação ao Brasil

Corretiva não planejada Menor

Preditiva Maior

Preventiva Igual

Engenharia de manutenção Maior

A manutenção é uma atividade de importância estratégica nas empresas, pois ela deve

garantir a disponibilidade dos equipamentos e instalações com confiabilidade, segurança e custos adequados. Entender cada tipo de manutenção e aplicar o mais adequado, corretamente, é fator de otimização da nossa atividade e lucro ou sobrevivência para nossa empresa.

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2.5.: Manutenção Moderna A atividade de manutenção precisa deixar de ser apenas eficiente para se tornar eficaz, ou

seja, não basta apenas reparar o equipamento ou instalação tão rápido quanto possível, e sim manter o equipamento em operação, evitar a sua falha. Esta é a grande mudança de paradigma.

É comum encontrarmos, ainda, indicadores de manutenção que medem apenas sua eficiência, e isto é muito pouco para uma empresa moderna. Precisamos medir a disponibilidade e atuar para obter aquela que a fábrica necessita para atender a seu mercado.

A manutenção deve ser organizada de tal maneira que o equipamentos é parado somente quando nós definirmos esta parada. É a manutenção planejada.

Quando o equipamento para sem uma definição de nossa parte, estamos diante de uma manutenção não planejada.

“Não será mais aceitável que o equipamento pare de maneira não planejada.” O bom gerenciamento da atividade de manutenção consiste em ter a equipe atuando para

evitar que ocorram falhas, e não manter esta equipe atuando, rapidamente, no conserto dessas falhas.

Paradigma do passado – O homem de manutenção sente-se bem quando executa um bom

reparo. Paradigma moderno – O homem de manutenção sente-se bem quando, também, evita a

necessidade do trabalho, evita a quebra. Paradigma do futuro – O homem de manutenção sente-se bem quando ele não tem que

fazer nenhum reparo, ou seja, quando conseguir evitar todas as quebras não planejadas. “O único produto que a operação deseja comprar da Manutenção chama-se

Disponibilidade.”

2.6.: Manutenção Classe Mundial Se a Manutenção estiver no primeiro estágio – REATIVA, isto é, reagindo aos

acontecimentos, ela estará praticando Manutenção Corretiva não Planejada. Nessa situação quem comanda a manutenção são os equipamentos. Nessa fase não se consegue inovar. Não acontecem melhorias.

É preciso dominar a situação, controlar a manutenção para que se possa, a partir daí, introduzir as melhorias tão necessárias. Assim é necessário, primeiro, CONTROLAR, poder analisar, diagnosticar e prever quais serão os próximos passos, para depois INOVAR. Somente depois dessas duas fases pode-se atingir a MANUTENÇÃO CLASSE MUNDIAL.

O segundo fundamento está relacionado com a necessidade de buscar a superioridade, ou seja, sair da igualdade para se colocar entre os melhores do mundo. Num cenários de alta competitividade, os resultados das empresas e de seus segmentos devem ser cada vez melhores e a melhoria contínua é um objetivo de cada um.

Se na nossa busca por essa superioridade mantivermos uma velocidade baixa, comum a empresas e manutenções de 3º mundo, jamais alcançaremos resultados que nos insiram no rol das empresas e manutenções de classe mundial. É preciso promover uma ruptura com os métodos e com a velocidade atual e buscar ULTRAPASSAR o benchmark em um tempo menor. Ninguém vai ficar nos esperando nessa corrida; todos estão competindo. O gráfico a seguir mostra o que foi dito acima.

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Figura 2.1

Para nos situarmos num contexto de Manutenção Classe Mundial, portanto, dentro das

melhores práticas, devemos fazer o seguinte: a) Rever as práticas de manutenção adotadas; b) Privilegiar a Manutenção Preditiva e Detectiva; c) Fazer Engenharia de manutenção; d) Adotar sistema de Gerenciamento da Manutenção; e) Parceria entre Operação-Manutenção; f) Capacitação e Treinamento Constantes; g) Utilização de Técnicas de Análise de Falhas; h) Melhorias Contínuas.

Figura 2.2

16

2.7.: Ferramentas de Manutenção Preditiva O Monitoramento de Condição, frequentemente utilizado como uma técnica de Preditiva

ou Manutenção Baseada na condição, é entendido como sendo a utilização de tecnologias avançadas de modo a determinar a condição de equipamentos e potencialmente predizer a falha. Isso inclui tecnologias tais como:

Análise de Vibrações;

Termografia;

Análise de Óleos e Lubrificantes;

Ultra-Som;

Ferrografia;

Teste dos Enrolamentos de Motores Elétricos;

Tete de Surto em Motores Elétricos (Surge Test);

Análise de correntes em Motores elétricos;

Medição de Espessura de Tubulações por Ultra-som;

Outros.

2.8.: Outras considerações O novo papel da manutenção é o grande desafio gerencial destes novos tempos. A visão

sistêmica do negócio e a mudança de paradigmas e de conceitos levarão a grandes inovações. Neste contexto, é de fundamental importância para que o corpo técnico da manutenção seja um agente de mudanças e lidere esta nova fase, que será uma caminhada cheia de novos desafios.

Por outro lado, o não entendimento desta nova rota levará, certamente, a perdas incalculáveis.

Esta nova postura é fruto dos novos desafios que se apresentam para as empresas neste novo cenário de uma economia globalizada e altamente competitiva, onde as mudanças se sucedem em alta velocidade e a manutenção, como uma das atividades fundamentais do processo produtivo, precisa ser um agente proativo.

Neste cenário não mais existem espaços para improvisos e arranjos: competência, criatividade, flexibilidade, velocidade, cultura de mudança e trabalho em equipe são as características básicas das empresas e das organizações que têm a competividade como razão de ser de sua sobrevivência. Para as pessoas estas características são essenciais para garantir a empregabilidade de cada um.

A condução moderna dos negócios requer uma mudança profunda de mentalidade e de posturas. A manutenção Moderna deve estar sustentada por uma visão de futuro e regida por processos de gestão onde a satisfação plena de seus clientes seja resultante da qualidade intrínseca dos seus serviços e a qualidade total dos processos produtivos seja o balizador fundamental.

2.9.: Análise de Vibrações A manutenção Preditiva é baseada na ideia de que máquinas são operadas até que medidas

de parâmetros adequados indiquem que a condição da máquina é reduzida suficientemente para requerer uma inspeção.

Seguindo a tendência dos parâmetros medidos por medições intermitentes, poderá ser predito o tempo para a falha ocorrer e planejar a inspeção logo antes do momento do colapso do componente. Os parâmetros de medições podem ser:

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1) Deslocamento (m); 2) Velocidade (m/s); 3) Aceleração (m/s²); 4) Temperatura; 5) Perda de calor; 6) Consumo de combustível; 7) Consumo de energia elétrica; 8) Produção por unidade de tempo; 9) Espessura de paredes, desgastes de superfícies, etc. 10) Pressão, etc. 11) Ruído, etc.

2.10.: A garantia da produtividade e qualidade através da manutenção preditiva. A grande difusão da informática e a queda nos preços dos produtos eletrônicos

proporcionou facilidade ao uso da manutenção preditiva, através do monitoramento de vibrações.

A prevenção de falhas em equipamento pode ser obtida com base no monitoramento sistemático de vários parâmetros, que traduz seu estado atual. Concentraremos nossa atenção no parâmetro vibração, que proporciona o diagnóstico maior de sintomas, é de fácil análise, além de apresentar um custo baixo.

A manutenção preditiva por monitoramento de vibrações contribui/garante para atender ao binômio (aumento da produtividade e da qualidade), mudando a forma de administração e atuação da manutenção, contando sempre com profissionais especializados na coleta e análise dos dados coletados.

Atualmente dispomos de softwares cada vez mais modernos, porém nada se faz sem o homem e este deve atualizar-se constantemente tanto nos conceitos técnicos, como nos conceitos de qualidade, produtividade, segurança e conduta.

Figura 2.3 – Sistema de aquisição de dados.

18

Figura 2.4 – Amostragem no domínio do tempo

Figura 2.5 – Análise do efeito aliasing

19

CAPITULO 3 – MEDIÇÃO DE VIBRAÇÃO – APLICAÇÃO EM MANUTENÇÃO PREDITIVA

3.1.: Introdução Entre muitas razões e objetivos, a medição de vibrações pode ser importante no ramo de

manutenção preditiva de sistema mecânicos. Baseado na análise dos sinais medidas, vários tipos de falhas podem ser detectadas, como por exemplo: dentes de engrenagens gastos ou quebrados, falhas em rolamentos, desbalanceamentos, etc.

Os parâmetros de medição podem ser: deslocamentos [m], velocidades [m/s], aceleração [m/s²] ou [g], etc.

Com o surgimento de máquinas em altas velocidades e componentes com frequências naturais altas, se tornou mais difícil medir deslocamentos (nestes casos estes são muito pequenos) e assim houve a necessidade de se medir velocidades e/ou acelerações.

Muitas máquinas rotativas tem o espectro de frequência de vibração com uma distribuição de energia na faixa de frequências até 1KHz. Como as medições de deslocamentos enfatizam as frequências baixas, importantes vibrações nas altas frequências, que poderiam ter um maior papel em termos de segurança, funcionamento ou apelo por parte do comprador, não são então levadas em consideração. A medição de aceleração dá então um maior falso nas altas frequências e é, em muitos casos, mais importante em análise de vibrações. Normalmente a medição em termos de velocidades fornece aproximadamente igual atenção aos níveis de vibração para todas as frequências. Torna-se conveniente o uso de aceleração, como parâmetro de medição, quando frequências acima de 1Khz são envolvidas.

A análise em altas frequências pode ser importante em manutenção preditiva, onde falhas podem ser detectadas em componentes de máquinas em faixas altas de frequência, como por exemplo, de 20 Khz a 50 Khz, que é o caso de mancais de rolamentos.

Análise de frequências em um motor elétrico montado sobre coxins

Figura 3.1a – Baixa resposta em altas frequências

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Figura 3.1b – Resposta adequada em toda a faixa de frequências

Figura 3.1c – Baixa resposta em baixas frequências

Espectro ou frequência de um sinal de vibração em termos: 3.1a) de deslocamento, 3.1b) de velocidade, 3.1c) de aceleração.

3.2.: A escala decibel É uma escala logarítmica e é usada devido às largas faixas de níveis de vibração a serem

medidas. O decibel é definido como

𝑑𝐵 = 10 𝑙𝑜𝑔10(𝑎2

𝑎2𝑟𝑒𝑓)

onde a² é a medida de potência e a²ref é uma potência de referência. Assim, pode-se

escrever

𝑑𝐵 = 20 𝑙𝑜𝑔10(𝑎

𝑎𝑟𝑒𝑓)

onde a e aref são agora termos relacionados com quantidades medidas diretamente. Como exemplo, “a” pode ser uma voltagem, um deslocamento, velocidade, aceleração,

pressão sonora, etc. Exemplos de “aref” são 1 volt, 1 m/s², 1 g, 2x10-5 N/m², etc. Assim, quando resultados ou dados são apresentados em escala decibel, o valor de referencia (aref) deve sempre ser indicado.

21

3.3.: Medição de amplitudes de vibração

Figura 3.2 – Vibração harmônica simples. A amplitude pode ter como referência o

deslocamento, velocidade ou aceleração.

22

Figura 3.3 – Demonstração do valor da raiz média quadrático (RMS) para a onda x(t)=acosωt (harmônica) com ω=2πf

As amplitudes de um sinal podem ser medidas e avaliadas segundo:

O seu valor de pico -> Xpico

O seu valor pico a pico-> Xpico-pico

O seu valor médio absoluto -> Xmédio = 1

𝑇∫ |𝑥|𝑑𝑡

𝜋

0

O seu valor raiz média quadrática -> XRMS = √1

𝑇∫ 𝑥2(𝑡)𝑑𝑡

𝑇

0

O valor de pico descreve as vibrações em termos de uma quantidade que depende somente da magnitude da vibração instantânea, independente do histograma produzido.

Assim, é importante quando não se deseja perder informações quanto aos valores máximos

instantâneos do sinal de vibração captado. A maior razão da importância de valor RMS, como uma quantidade descritiva, é a sua

relação direta com o conteúdo de potência das vibrações. Para um movimento harmônico puro a relação entre Xpico e XRMS é

𝑋𝑅𝑀𝑆 = 1

√2𝑋𝑝𝑖𝑐𝑜

o que pode ser escrito ainda como

𝐹𝑐 =𝑋𝑝𝑖𝑐𝑜

𝑋𝑅𝑀𝑆

e Fc é definido como sendo o “fator de crista”, e dá alguma indicação da forma de onda das

vibrações em análise.

Para um movimento harmônico puro Fc = √2 = 1,414

3.4.: Instrumentos de um sistema de medição de vibrações

Figura 3.4

(1)-Transdutor de vibração (por exemplo, acelerômetro). Transforma sinais mecânicos (oscilações) em sinais elétricos proporcionais. (2)-Pré-Amplificador a) Converte a alta impedância de saída do acelerômetro a um valor mais baixo e mais

conveniente. b) Amplifica o sinal proveniente do acelerômetro, que é muito baixo. c) Em alguns casos, converte aceleração em velocidade e/ou deslocamento;

integrador eletrônico. (3)-Amplificador de Medição

23

Amplifica o sinal proveniente do pré-amplificador e indica (medidor) a grandeza medida (por exemplo, valor RMS, pico, etc.).

(4)-Registrador de vibrações Registra em gráfico o nível das vibrações captadas. Os sinais podem ser registrados no

tempo, x(t), XRMS, Xpico, etc., ou na frequência XRMS(f), Xpico(f), etc. (5)-Gravador Sinais podem ser gravados para serem analisados posteriormente em laboratório. (6)-Filtros De maneira a se proceder a análise de sinais no domínio de frequências (sinais c/ várias

frequências), o sinal total é passado através de filtros que, então, transmitem uma faixa particular de frequência, enquanto rejeitam todas as outras.

Um filtro de banda é definido como mostrado na figura.

Figura 3.5

fc – frequência central da banda f1 – frequência inferior f2 – frequência superior Largura de banda do filtro B = f2 – f1 Filtro de oitava: quando f2=2f1

Filtro de 1

3 oitava: quando f2 = (2

13⁄ ) . f1

Assim, para filtro de 1

3 oitava, B = f1(2

13⁄ − 1) = 0,26.f1

A frequência central da banda é calculada através da média geométrica

fm=√f1. f2

Então, fm=√22

3⁄ = 1,1122 . f1 e B ≅ 0,23 . fm

24

A largura da banda é, portanto, 23% da frequência central. Este é então um filtro de banda de 23%.

Portanto, o espectro em frequência de um sinal é obtido a partir de uma varredura de filtros sobre este. Quanto mais estreita a largura dos filtros utilizados, mais fina é a análise em frequência do sinal captado.

3.5.: Seleção de acelerômetros Um acelerômetro ideal possui: alta sensibilidade, pequeno peso e faixa larga de

frequências. Pontos a considerar na seleção:

a) Peso (deve ser 10 vezes menor que o do sistema a ser analisado) b) Faixa de frequência com resposta plana c) Sensibilidade d) Condições do meio (altas temperaturas, etc.)

3.6.: O ACELERÔMETRO: Construção O acelerômetro é o transdutor que capta a vibração. Ele é constituído de um cristal

piezoelétrico que tem a característica de enviar um sinal elétrico que é proporcional a sua deformação.

Figura 3.6

Um ponto importante, que deve ser levado em consideração, é o tipo de base na qual o

acelerômetro está fixado. Toda estrutura possui a(s) sua(s) frequência(s) de ressonância(s). A faixa útil do acelerômetro é justamente a que fica na região anterior a esta faixa de ressonância.

Para as medições feitas por um mesmo acelerômetro em um mesmo ponto de uma máquina, as leituras podem ser diferentes, case se altere o tipo de fixação.

25

Figura 3.7

26

CAPITULO 4 – MEDIÇÃO DE VIBRAÇÃO EM PROGRAMAS DE MANUTENÇÃO

4.1.: Introdução O maquinário industrial tem se tornado altamente solicitado de maneira a alcançar altos

índices de produção. Assim, engenheiros de manutenção podem utilizar os métodos disponíveis a fim de manter máquinas operando com a máxima eficiência e vida. No caso da medição de vibrações estes métodos devem ser aplicados sistematicamente e não somente quando os problemas são evidentes.

Os engenheiros deve fazer uma avaliação precisa das necessidades quanto às medições de maneira a alcançar maiores lucros na produção.

4.2.: Avaliação Inicial Quando alguém tenciona usar medição de vibrações em manutenção, há um numero de

importantes pontos a serem considerados: 1- Cabe o sistema de manutenção para os tipos de maquinas? 2- Pode ser utilizado pelo pessoal de manutenção sem dificuldades? 3- Quantos e quais devem ser os instrumentos necessários? 4- Haverá um decréscimo de custos de manutenção suficiente a fim de pagar o

investimento inicial e manter um lucro?

4.3.: Sistemas de manutenção

4.3.1.: Operação até a quebra Em indústrias que utilizam maquinário relativamente de baixo custo, máquinas

normalmente operam até a quebra. A produção é então parada sem graves consequências, a máquina é consertada e colocada em operação novamente. Se não há vantagens econômicas em conhecer o momento de quebra da máquina e elas indicam por si mesmas tais quebras, a medição das vibrações será útil somente para indicar que parte da máquina teve problemas, o que reduziria o trabalho de reparo.

4.3.2.: Manutenção Preventiva Quando máquinas importantes não possuem duplicatas e paradas podem gerar perdas, a

manutenção preventiva é largamente usada. A manutenção é então planejada para intervalos fixos baseados na vida mínima esperada dos componentes envolvidos. Neste caso a grande vantagem é que os custos de manutenção são conhecidos já que haverão poucos reparos não previstos.

A medição de vibrações pode ser aqui utilizada para localizar tais poucos componentes que gradualmente falham mais cedo do que a mínima vida esperada e, assim, pode também ser comprovado se o trabalho de manutenção foi feito corretamente.

O Monitoramento Contínuo de Condição pode ainda proteger máquinas contra total destruição, e assim envolver custos elevados de reparo, pelas paradas quando folhas inesperadas ocorrem.

4.3.3.: Manutenção Preditiva e Monitoramento de Condições Em plantas de processo contínuo o valor do produto pode ser tão alto que alguém pode ser

tentado a estender os períodos de parada de inspeção e então reduzir o tempo morto da planta. Isto pode causar maiores danos às máquinas do que à própria produção real.

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Se os períodos de paradas de inspeção são espaçados cegamente, haverá resultados positivos até que paradas não previstas se tornarem muito frequentes.

Para este tipo de operação o conceito de manutenção baseada na condição tem se tornado muito comum. É baseado na ideia de que máquinas são operadas até que medidas de parâmetros adequadas indiquem que a condição da máquina é reduzida suficientemente para requerer uma inspeção.

Seguindo a tendência dos parâmetros medidos por medições intermitentes, pode ser normalmente predito o tempo para a falha ocorrer e planejar a inspeção logo antes do momento do colapso do componente. Isto é chamado de Manutenção Preditiva. Proteção contra falhas aceleradas repentinas somente pode ser obtida através de um muito frequente ou contínuo Monitoramento de Condição.

4.4.: Identificação de frequências: O primeiro passo em identificar a fonte de vibração em uma máquina, é calcular as

frequências esperadas de vibração quando a máquina estiver operando determinada rotação. A análise espectral revela as frequências nas quais os níveis de vibração variam

significativamente. Estas frequências são correlacionadas com fenômenos mecânicos característicos, tais como: rotação de eixos (desbalanceamento, desalinhamento), engrenamentos, correias, ressonâncias, etc.

Na figura X está esquematizada uma máquina com vários elementos de transmissão montados em vários mancais de rolamento, que servirão de exemplo para o cálculo das frequências de vibração para a identificação de defeitos.

Figura 4.1 – Sistema Mecânico e seu provável espectro de frequência.

28

Figura 4.2 – Vista superior do redutor de velocidades FALK

Figura 4.3 – Máquina hipotética para identificação de frequência.

29

4.5.: Curvas de tendência Plotando o aumento do nível de uma dada frequência ou o nível global de um equipamento

ao longo de uma série de medições periódicas nos permite avaliar a tendência da curva. Extrapolando o resultado nós temos condições de estabelecer a época ideal em que o equipamento deve sofrer manutenção.

A curva de tendência é o principal dado do acompanhamento preditivo, é o histórico dos dados que nos permite avaliar o nível de desgaste a que o equipamento está sujeito com vistas à programação das medições conforma já comentado no início da apostila. É aqui que sentimos a necessidade de medições bem feitas, locais pré-definidos e rotas pré-estabelecidas.

Figura 4.4

30

CAPITULO 5 – PESSOAL DE MANUTENÇÃO 5.1.: Pessoal de manutenção Trabalho a ser feito:

a) Trabalho de campo – escolha dos pontos de medição e montagem do sistema de medição.

b) Calibração dos equipamentos e aquisição dos resultados. Escolha do tipo de análise a ser feita.

c) Análise dos resultados e avaliação das condições do sistema mecânico.

5.2.: Tipo de pessoal

a) Técnicos – montagem de transdutores, medição de vibrações usando medidores de vibração simples e precisos e gravação dos dados em gravadores. Ele segue um plano de medição previamente preparado. Preenche planilha com certos resultados que possam ser de fácil obtenção.

b) Engenheiro de Manutenção – prepara o plano de manutenção, agrupa detalhes técnicos (velocidade de rotação, dimensões de mancais de rolamento, nº de dentes de engrenagens, etc.) para a folha referência de diagnóstico, para cada máquina. Agrupa informações sobre limites de vibrações aceitáveis dos fabricantes das máquinas e de outras organizações e supervisiona as gravações do espectro de referencia de suas próprias máquinas. Codifica todos os pontos de medição para referência e os mantém mecanicamente preparados para proceder as medições. Instrui o técnico do propósito das medições e como executá-las. Analisa os resultados (que podem ser gravados em fita magnética) em um laboratório adequado. Após, avalia os dados.

5.3.: Pessoal necessário Menos de 50 pontos de medição Um engenheiro de manutenção

De 50 a 1500 pontos/mês Um técnico e um engenheiro

De 1500 a 3000 pontos/mês Um técnico e dois engenheiros

Mais de 3000 pontos/mês Mais técnicos e dois engenheiros, desde que haja sistema computadorizado para aquisição, análise e avaliação dos dados.

Quadro 5.1 Em grandes organizações um laboratório central faz a análise e avaliação dos dados

enviados por diferentes plantas da organização. Em certos programas o técnico pode fazer as medições regulares de campo lendo os níveis

de vibração e comparando-os com os resultados anteriores anotados. Ele enviará os recentes dados obtidos para serem analisados e avaliados somente se houver uma considerável variação nos resultados.

5.4.: Avaliação econômica Equipamentos de medição de vibração devem ser adquiridos se for esperado um claro lucro

coma sua utilização. Eles devem ser adequados para o presente sistema de manutenção ou para um futuro sistema.

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Analisando paradas não programadas de produção dos últimos três anos, observando suas causas, pode-se ter uma rápida ideia de:

a) Que paradas poderiam ter sido feitas mais convenientemente, antes da completa

quebra, se dados suficientes tivessem estado disponíveis; b) Que quebras poderiam ter sido reparadas mais rapidamente se o componente

danificado fosse conhecido a priori da quebra, sendo desejado ainda deixar a máquina operar no seu tempo máximo;

c) Que quebras teriam dado menores perdas se a maquina tivesse sido parada automaticamente no momento da falha, ou ponto antes.

A partir das perdas de produção adicionais conhecidas e custos adicionais da completa

quebra sobre paradas de produção programada para reparo na vida máxima da máquina, pode-se calcular um ganho econômico esperado obtido com as medições ou monitoramento das vibrações.

Comparando estes resultados com os custos dos instrumentos e sua operação, pode-se ter uma boa ideia da rentabilidade, ou não, do projeto.

5.5.: Equipamentos utilizados na medição de vibração em programas de manutenção

Classe (3):

a) Medições simples em banda larga dos parâmetros desejados (aceleração, velocidade ou deslocamento).

b) Análise em bandas de oitava-manual. c) Análise em bandas estreitas-manual.

Classe (2): a), b) e c): Medições regulares como descrito em 3-a), 3-b) e 3-c), mas quando as vibrações excedem predeterminados valores, chamados de níveis de ação, emprega-se um gravador para gravar sinais para posterior análise em laboratório. Classe (1):

a) Gravação direta no campo, seguido de análise em laboratório. b) Todos os sinais são levados diretamente ao laboratório onde eles são processados e

analisados a qualquer momento desejado. Classe (3) a) – Medição do valor total

Classe (3) b) – Medição com filtros – banda larga – manual

Classe (3) c) – Medição com filtros – banda estreita – manual

AcelerômetroMedidor de

vibração


vibraçãoFiltros

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Classe (2) – No campo

Classe (2) – No laboratório

Classe (1) a) – No campo

Classe (1) a) – No laboratório

Classe (1) b)


vibração

Filtros

Registrador


vibraçãoGravador

Gravador

Amplificador de medição c/ filtros -

analisador de frequenas

Registrador de nível

AcelerômetroPré -

amplificadorGravador

GravadorAnalisador

de frequêciaRegistrador

de nível

Laboratório - Sala de controles

Motor -gerador

Agitadores

Bombas

Ventiladores

Compressores

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CAPITULO 6 – TÉCNICAS DE ANÁLISE PARA MONITORAMENTO DE MÁQUINAS

6.1.: Introdução A análise de sinais de vibração é uma das técnicas mais poderosas disponíveis para se

determinar condições de operação de máquinas. Muitas das falhas em componentes de máquinas provocam um aumento no nível de

vibração antes da quebra definitiva e, assim, a máquina pode ser parada antes do colapso fatal. Adicionalmente, o aumento dos níveis de vibração devido estas falhas se manifestam, geralmente, bem antes do momento fatal, e mesmo assim, pode ser necessário o emprego de especialistas de manutenção e detectar estas pequenas mudanças iniciais nos dados e diagnosticar a razão.

Figura 6.1

Figura 6.2 – Vibração de um mancal ou eixo.

6.2.: Análise espectral Talvez a técnica de análise mais poderosa para a detecção de defeitos em máquinas seja a

análise espectral de frequências, pelas seguintes razões:

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a) Pequenas mudanças podem ser detectadas no espectro de frequências, o que não

seria, em muitos casos, evidente no sinal total; b) Mudanças no sinal total não indicam que tipo de fonte (qual o ponto de falha) teve

alterações em suas propriedades. No entanto, na análise espectral pode-se diagnosticar o ponto de falha em função da frequência que mostrou a alteração.

Através de um processo matemático chamado de Transformada de Fourier Rápida, (FFT), esse sinal é convertido para um espectro de frequência, ou seja, agora ele apresenta um sinal do domínio da frequência.

Figura 6.3 -

Além do espectro de frequências, temos ainda o recurso da demodulação de frequências,

(envelope, peak view, etc.), onde podemos analisar rolamentos e engrenamentos.

6.3.: Detecção de problema e diagnose A diagnose do problema é feita em função da frequência na qual ocorrer mudança no nível

de vibração. Assim, obtém-se informação quanto à provável fonte, ou ponto de falha (ver tabela a seguir – carta de diagnóstico).

Por exemplo:

Mudanças nas frequências naturais de sistemas podem indicar progressão de fendas ou quebras;

Modulação de amplitudes em dentes de engrenagens geram outras frequências em volta da frequência de engrenamentos e de seus harmônicos (por exemplo, excentricidade no engrenamento);

Modulação de frequência gerada pela passagem de pás (turbinas, ventiladores) geram outras frequências;

Desbalanceamentos se manifestam na frequência de giro do sistema;

Defeitos em rolamentos podem se manifestar na frequência dos impactos de um componente individual danificado (por exemplo, fenda em uma esfera, ou pista) e

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também nas frequências naturais das partes do rolamento que são excitadas devido aos impactos gerados pelas falhas;

Modulação de frequências em engrenagens devido a erros sistemáticos na geometria dos dentes e flutuação periódica de torque (estes dois fatores também podem modular amplitudes) geram outras frequências em torno da frequência de engrenamento.

6.4.: Escolha dos pontos de medida Quando se pretende medir os pontos de vibração de uma máquina ou estrutura, já se

conhece alguma coisa desse sistema. É esperado que um caminhoneiro consciente saiba quais componentes do caminhão produzem mais vibração e também por onde ela se transmite. Da mesma forma, um industriário conhece os componentes internos de seus componentes, e com um pouco de orientação saberá dizer quais os pontos externos estão mais diretamente ligados a cada elemento interno gerador de vibração. A figura 6.3 mostra um exemplo de instalação industrial com muitas máquinas e estruturas, representando um caos comum de ambiente industrial. Muitas vezes é imperioso aplicar técnicas sofisticadas de separação de sinais e caminhos de propagação.

Figura 6.3 - Exemplo de fontes de vibração.

Sabendo o que se deseja medir, é preciso buscar um ponto externo acessível durante o

funcionamento da máquina que seja portador de todas as informações das vibrações desejadas. A trajetória da vibração desde a fonte até o ponto de medida deve ser a mais sólida e curta possível, garantindo a máxima fidelidade na transmissão. Os mancais são sempre bons pontos de medição.

Quando não se conhece bem uma máquina, convém medir em diversos pontos para garantir a captura de todas as informações.

Em uma mesma estrutura ou máquina as vibrações em pontos diferentes (distantes ou não) podem ter características distintas.

Quando as medidas se destinam a um acompanhamento da máquina, os pontos deverão ser marcados e numerados para permitir comparações posteriores. Importante também é registrar a direção na qual a medida foi feita.

Total atenção deve ser dispensada à escolha dos pontos de medida para garantir a qualidade da medição. Alguns critérios devem ser respeitados nesta escolha. Os pontos devem ser de fácil acesso, não oferecer perigo para o operador nem afetar o funcionamento normal

36

da máquina e principalmente, deve ser um ponto de transmissão fiel da vibração a ser medida. A figura 6.4 dá exemplos de pontos de medidas.

Se a análise exigir medidas muito próximas à fonte de vibração é necessário instalar um sensor adequado no interior do equipamento. A medição poderá ser, então, do tipo permanente.

Figura 6.4 – Exemplos de pontos de medição de vibração.

Figura 6.5 – Posições de medições do sistema e piso.

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Ponto RMS Y (m/s²)

PICO Y (m/s²)

RMS X (m/s²)

PICO X (m/s²)

RMS Z (m/s²)

PICO Z (m/s²)

1 0,42 3,2 0,8 4,4 0,9 4,8

2 0,38 3,2 0,72 4 0,56 3,4

3 0,15 1,4 0,22 1,4 0,4 3,8

4 0,11 0,8 0,16 1,2 0,08 0,6

5 0,012 0,06 0,004 0,024 0,004 0,02

6 0,56 4,2 0,24 2 0,56 2,4

7 0,3 2,8 0,52 4,2 0,34 2,8

8 0,26 2,2 0,56 4 0,4 2,4

9 0,18 1,2 0,17 1,6 0,12 1,1

10 0,16 1,4 0,18 1,2 0,11 1,2

11 0,008 0,04 0,004 0,03 0,004 0,048

12 0,4 3,4 0,6 6 0,44 4

13 0,28 2,8 0,26 2,1 0,24 1,6

14 0,09 0,6 0,16 0,8 0,24 2

15 0,6 6 0,5 4,6 0,36 4

16 0,012 0,068 0,002 0,014 0,006 0,04

Quadro 6.1 – Níveis de vibrações do sistema e piso.

6.5.: Ponto de medição Os pontos de medição acompanham sempre o fluxo mecânico da máquina.

Figura 6.6 – Exemplos de pontos de medição.

Portanto, é por isso que a análise de vibrações é tida como a melhor maneira de saber o que se passa com um equipamento sem a necessidade de desmontá-lo, mas para isso, temos que acompanhá-lo e saber quais são os itens que o compõem.

38

CAPITULO 7 – TÉCNICAS DE ANÁLISE 7.1.: Introdução A melhoria da qualidade, produtividade, segurança e conduta, se faz mediante a correta

utilização das técnicas existentes juntamente com uma instrumentação adequada e direcionada para alcançar o objetivo.

Produtividade: O aumento da velocidade das máquinas de transformação é um dos itens

mais perseguidos pelas fábricas. Algumas condições dinâmicas do ponto de vista de vibrações que devem ser analisados para garantir o aumento de velocidade:

Frequências críticas

Modos de vibrar

Balanceamentos dinâmicos Deve-se levantar as frequências criticas através do ensaio de ressonância, de modo a

manter a velocidade da máquina longe da frequência de ressonância; Determinar o modo de vibração; Conforme a necessidade, realizar modificações estruturais na máquina e até redimensionar

alguns elementos de máquina, como rolamentos, etc.

7.2.: Frequências naturais de vibração É de grande importância o conhecimento das frequências naturais do sistema, pois é nestas

frequências que ele responde de maneira mais acentuada. A transformada de Fourier, possibilidade determinar tais frequências através da

transformação do sinal de vibração da resposta do sistema do domínio de tempo para o domínio de frequência. Ela é definida matematicamente pela seguinte expressão:

𝐹𝑋(𝜔) = ∫ 𝑓𝑋∞

−∞(𝑡)𝑒−𝑖𝜔𝑡𝑑𝑡 = ∫ 𝑓𝑋(𝑡)𝑒−𝑖𝜔𝑡𝑇→∞

0𝑑𝑡 (7.1)

onde: fx(t) é o sinal no domínio do tempo; fx(ω) é o sinal do domínio de frequência, e T é o tempo de duração da amostra. Com a utilização de técnicas computacionais através do analisador de Fourier, a integração

da equação (7.1) é feita discretamente, através de somatório, usando o programa da transformada rápida de Fourier (T.R.F.):

𝐹𝑋(𝑘) = ∑ 𝑓𝑋(𝑛)𝑒−2𝜋𝑖𝑘𝑛

𝑁𝑁−1𝑛=0 ; k = 0, 1, 2, ... , N-1 (2.2)

onde: fx(n) são os valores digitalizados da função equidistantes de um intervalo de

tempo Δt;

N é o número de pontos usados na conversão analógico-digital.

Para evitar erros de dobramento (“aliasing”) quando da conversão do sinal analógico em

valores digitais, deverá ser utilizado um filtro passa-baixas na entrada do analisador. O mesmo

deve ser regulado na frequência de corte fc, de sorte que fc ≤ 1

2 Fmax .

39

Onde: Fmax é a frequência máxima de interesse da análise. Adicionalmente a frequência de corte dos filtros dever ser escolhida de forma que todas as outras frequências importantes do sistema sejam inferiores a ela.

7.3.: Medição das frequências naturais através do espectro de resposta para um redutor de engrenagens

Antes de se fazer a analise modal, faz-se necessária a definição das faixas de localização das

frequências naturais dos componentes do redutor de engrenagens. Tais valores deverão ser

confirmados posteriormente pelos resultados obtidos através da analise modal.

O transdutor de vibração (acelerômetro piezolelétrico) será fixado em determinadas

posições dos componentes do redutor.

7.4.: Martelo de impulso Poderá ser usado um martelo de impulso de neoprene, visto que este material diminui a

reflexão de ondas através do mesmo em função do seu alto amortecimento (ver figura 7.1). Ele foi usado para excitar tais componentes. As respostas, após transformadas em sinais elétricos pelo acelerômetro, passaram por um pré-amplificador de carga, daí se dirigindo ao filtro e após ao conversor analógico-digital. Em seguida os sinais são processados e é obtido o espectro de dB versus frequência ou em volts versus frequência. Os resultados são observados no osciloscópio do analisador de Fourier e registrados no plotador gráfico digital (ver figura 7.2).

Figura 7.1 – Martelo de impulso.

40

7.5.: Análise modal A análise modal baseia-se na determinação e processamento das funções de transferências

obtidas através de medições das excitações e das respostas.

Antes do inicio das medições a estrutura a ser analisada deverá ser discretizada em um

determinado número de pontos, de e sorte que estes, quando em conjunto, forneçam uma

ideia geométrica espacial mais próxima possível do corpo em teste (o numero de pontos

máximo para a finalidade acima é de duzentos e cinquenta 250). Dentre estes escolhem-se os

que fornecem para o coeficiente de coerência valores em torno de um “1”, nos quais serão

fixados o acelerômetro ou excitada a estrutura.

A aquisição dos sinais de excitação e de resposta poderá ser feita de duas maneiras, a

saber:

a) Colocando o acelerômetro em um ponto qualquer da estrutura, segundo a direção

de excitação e em torno de um “1” para o coeficiente de coerência;

b) Excitando a estrutura em um ponto qualquer e fixando o acelerômetro segundo a

direção de excitação naqueles pontos que fornecem valores em torno de um “1” para o

coeficiente de coerência.

Figura 7.2 – Arranjo dos equipamentos para obtenção dos espectros de resposta.

Dando sequencia, emprega-se o “software” da transformada rápida de Fourier (T.R.F.) para

a obtenção da função coerência. Esta possui duas aplicações importantes:

41

a) Poderá ser usada qualitativamente para determinar quantas medias N’ são

requeridas para reduzir o nível de ruído nas medições;

b) Poderá ser usada como indicador de qualidade das funções de transferências

medidas.

Toda técnica se baseia no uso de processamento digital da transformada rápida de Fourier

para a obtenção da função de transferências dos dados. Em seguida uma curva analítica é

adaptada as mesmas para a identificação dos parâmetros modais.

Para uma maior compreensão, este processo encontra-se mostrado nas figuras 7.3 e 7.4.

A figura 7.3, mostra uma barra sendo excitada por um martelo de impulso, o qual produz

uma excitação de banda larga a cada impacto. Esta é captada por um transdutor de força

fixado no martelo e a resposta do sistema por um acelerômetro fixo neste.

Os sinais captados em tempo real passam simultaneamente por pré-amplificadores de

cargas e por filtros para evitar erros de dobramento (“aliasing”) e definir a faixa de frequências

a ser analisada. Em seguidas são digitalizados simultaneamente em canais diferentes e

processados pelo sistema analisador de Fourier (ver figura 7.5).

A função de transferência será obtida chamando o programa da transformada rápida de

Fourier (T.R.F.) no analisador e aplicando-o sobre os dados adquiridos, para obtenção dos

espectros da excitação e a resposta.

Uma completa disposição de transferências medidas, uma para cada posição de excitação

(ou resposta) na barra, formam um conjunto básico de dados, com os quais os modos de

vibração, frequências naturais e fatores de amortecimento poderão ser identificados.

Figura 7.3 – Medição e exibição do processo.

A figura 7.4 mostra como as características de vibração são identificadas a partir das

funções de transferências medidas. Os resultados podem ser apresentados no osciloscópio,

impressora ou no plotador gráfico digital do analisador de Fourier ou podem ainda ser

armazenados para uso posterior (ver figura 7.5).

42

Figura 7.4 – Dados modais das funções de transferências.

Figura 7.5 – Arranjo dos equipamentos para análise modal.

7.6.: Função de transferência Em sistemas de analise modal de dados transitórios, a função de transferência H(f) é obtida

através da divisão da densidade espectral cruzada Gxy(f) pelo espectro da excitação, isto é:

43

onde: é a média da densidade espectral de potência cruzada da excitação e resposta;

é a média da densidade espectral de potência da excitação; Uma das mais nocivas características de sistemas digitais para analise modal é o ruído

externo, o qual tem como origem dentre outras fontes, a distorção dos sinais de excitação e de

resposta.

Para que este problema seja atenuado, o sistema permite que se tomem várias médias para

cada ponto de medição, de sorte que o grau de contaminação das medições por ruído seja

minimizado, aumentando a qualidade das funções de transferências estimadas.

O efeito do número de médias sobre as funções de transferências, as quais servem de base para toda a análise modal, tem como consequência um aumento no nível de confiança e redução na variância (ver figura 7.6).

7.7.: Função de coerência A função de coerência indica a causalidade entre o sinal da excitação e o sinal da resposta.

Figura 7.6 – Efeito do número de médias na função de transferência.

O grau de qualidade das medições pode ser quantificado por meio da função de coerência,

denotada por γ² (7.3).

O coeficiente de coerência entre dois sinais, o sinal da excitação no tempo x(t) e o sinal da

resposta no tempo y(t), é dado por:

(2.3)

onde: é a média da densidade espectral de potência da resposta.

44

Quando 𝛾𝑥𝑦2 =

𝐺𝑥𝑦 ∗ .𝐺𝑥𝑦

𝐺𝑥𝑥.𝐺𝑦𝑦=

𝑦∗(𝑓).𝑦(𝑓).𝑥(𝑓).𝑥∗(𝑓)

𝑥∗(𝑓).𝑥(𝑓).𝑦∗(𝑓).𝑦(𝑓)= 1, a energia da excitação será

exclusivamente responsável pela resposta para todas as frequências da banda de análise, sem

qualquer contribuição de outra excitação externa (* = complexo conjugado ).

Se o valor do coeficiente de coerência for igual a zero (0), não existirá qualquer correlação

entre o sinal da excitação e o sinal da resposta. A figura 7.7 mostra o espectro de um sistema

com um coeficiente aceitável.

Figura 7.7 – Função de transferência com a respectiva função de coerência.

7.8.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens Eixo de entrada (ver figura 7.8) a) Diâmetro D’1 ≈ 0,029 m;

b) Comprimento L1 ≈ 0,44 m;

c) Nº de dentes da engrenagem helicoidal A, ZA = 12;

d) Massa do eixo M1 ≈ 2,30 Kg.

Figura 7.8 – Vista superior do redutor de engrenagens.

45

Os resultados das frequências naturais medidas através de resposta estão mostrados nas

figuras 7.9 e 7.10.

Figura 7.9 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na posição 1’.


46

Figura 7.11 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na extremidade da engrenagem B.


47

Figura 7.13 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo próximo ao centro da engrenagem B.

Os resultados obtidos através do sistema de analise modal encontram-se nas figuras 7.14,

7.15, 7.16 e tabela 7.2.

Figura 7.14 – Segundo modo de vibração do segundo eixo, frequência = 63,8 Hz.

48

Figura 7.15 – Quarto modo de vibração do segundo eixo, frequência = 138,6 Hz.

Figura 7.16 – Sexto modo de vibração do segundo eixo, frequência = 785,3 Hz.

49

A tabela 7.2 mostra uma comparação entre os resultados fornecidos pelos dois métodos.

Nº do modo

Método do espectro de resposta

(figuras 7.11, 7.12 e 7.13)

Método de análise modal (figuras 7.14, 7.15 e 7.16)

Frequência (Hz) Frequência média (Hz)

Fator de amortecimento médio (%)

1

2

3

4

5

6

44

67,5

96

136

667

760

-

63,8

91,09

138,6

686

785,3

-

65,52

52,02

11,44

61,16

13,04

Tabela 7.2 – Resultados fornecidos pelo espectro de resposta e análise modal para o

segundo eixo.

7.9.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens Terceiro eixo (ver figura 7.8)

a) Diâmetro D’3 ≈ 0,057 m;


c) Nº de dentes das engrenagens helicoidais ZE = 85, ZD = 15;

d) Massa do eixo com engrenagens M3 ≈ 15,40 Kg.

Os resultados das frequências naturais, medidas através do espectro de resposta, estão

mostrados nas figuras 7.17 e 7.18.

50

Figura 7.17 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na extremidade da engrenagem E.

Figura 7.18 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo próximo ao centro da engrenagem E.

51

Os resultados obtidos através do sistema de análise modal encontram-se nas figuras 7.19,

7.20 e 7.21.

Figura 7.19 – Segundo modo de vibração do terceiro eixo, frequência = 103 Hz.

Figura 7.20 – Terceiro modo de vibração do terceiro eixo, frequência = 434 Hz.

52

Figura 7.21 – Quarto modo de vibração do terceiro eixo, frequência = 734 Hz.

A tabela 7.3 mostra uma comparação entre os resultados fornecidos pelos dois métodos.

Nº do modo


(figuras 7.17 e 7.18)

Método de análise modal (figuras 7.19, 7.20 e 7.21)



1

2

3

4

45

113

445

756

-

103

434

734

-

11,39

11,26

2,10

Tabela 7.3 – Resultados fornecidos pelo espectro de resposta e análise modal para o

terceiro eixo.

7.10.: Resultados obtidos para cada componente do redutor de engrenagens Eixo de saída (ver figura 7.8)

a) Diâmetro médio D’4 ≈ 0,15 m;


c) Nº de dentes da engrenagem helicoidal ZF = 79;

53

d) Massa do eixo com engrenagem M4 ≈ 65 Kg.

Os resultados das frequências naturais, fornecidos pelo espectro de resposta estão

mostradas nas figuras 7.22, 7.23 e 7.24.

Figura 7.22 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na extremidade da engrenagem F.


54

Figura 7.24 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na posição 5’

Os resultados obtidos através do sistema de analise modal estão mostrados nas

figuras 7.25, 7.26, 7.27, 7.28, 7.29, 7.30, 7.31, 7.32, 7.33, 7.34, 7.35 e na tabela 7.4.

Figura 7.25 – Primeiro modo de vibração visto na engrenagem F do eixo de saída, vista (1,1,1),

frequência = 30,9 Hz.

55

Figura 7.26 – Primeiro modo de vibração visto na engrenagem F, vista (-1,0,0), frequência =

30,9 Hz.

Figura 7.27 – Primeiro modo de vibração visto na engrenagem F, vista (0,-1,0), frequência =

30,9 Hz.

56

Figura 7.28 – Quarto modo de vibração visto na engrenagem F, vista (1,-1,1), frequência =

847 Hz.

Figura 7.29 – Quarto modo de vibração visto na engrenagem F, vista (0,0,-1), frequência = 847

Hz.

57

Figura 7.30 – Quarto modo de vibração do eixo de saída, frequência = 847 Hz.

Figura 7.31 – Quarto modo de vibração visto na engrenagem F, vista (0,-1,1), frequência =

847 Hz.

58

Figura 7.32 – Quinto modo de vibração do eixo de saída, frequência = 871 Hz.

Figura 7.33 – Sexto modo de vibração visto na engrenagem F, vista (1,-1,1), frequência =

1216 Hz.

59

Figura 7.34 – Sexto modo de vibração visto na engrenagem F, vista (0,-1,0), frequência =

1216 Hz.

Figura 7.35 – Sexto modo de vibração do eixo de saída, frequência = 1216 Hz.

60

A tabela 7.4 fornece uma comparação entre os resultados fornecidos pelos dois métodos.

Nº do modo


(figuras 7.22, 7.23 e 7.24)

Método de análise modal (figuras 7.25, 7.26, 7.27, 7.28, 7.29, 7.30, 7.31, 7.32, 7.33, 7.34 e 7.35)



1

2

3

4

5

6

31,7

95,2

842

868

1182

1218

30,9

98,48

847,27

871,21

1205

1216

11,99

0,0072

0,4569

0,9195

1,0254

0,8047

Tabela 7.4 – Resultados fornecidos pelo espectro de resposta e análise modal para o eixo de

saída.

7.11.: Carcaça (ver figura 7.36)

a) Comprimento L ≈ 0,6 m;

b) Largura L’ ≈ 0,3 m;

c) Altura h ≈ 0,41 m;

d) Massa MC ≈ 290 Kg.

Figura 7.36 – Carcaça.

61

Os resultados das frequências naturais, fornecidos pelo espectro de resposta estão

mostrados nas figuras 7.37, 7.38, 7.39 e 7.40.

Figura – 7.37 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na posição nº 2.

Figura 7.38 – Espectro tirado com o acelerômetro fixo na posição nº 5.

62



63

Os resultados obtidos através do sistema de analise modal encontram-se nas figuras 7.41,

7.43, 7.43, 7.44, 7.45, 7.46, 7.47, 7.48, 7.49 e 7.50.

Figura 7.41 – Primeiro modo de vibração de carcaça, vista (1,1,1), frequência = 25 Hz.

Figura 7.42 – Primeiro modo de vibração da carcaça, vista (0,1,0), frequência = 25 Hz.

64

Figura 7.43 – Segundo modo de vibração da carcaça. Vista (1,1,1), frequência = 37,9 Hz.

Figura 7.44 – Segundo modo de vibração da carcaça, vista (0,1,0), frequência = 37,9 Hz.

65

Figura 7.45 – Terceiro modo de vibração da carcaça, vista (1,1,1), frequência = 79,3 Hz.

Figura 7.46 – Terceiro modo de vibração da carcaça, vista (0,1,0), frequência = 79,3 Hz.

66

Figura 7.47 – Quarto modo de vibração da carcaça, vista (1,1,1), frequência = 661 Hz.

Figura 7.48 – Quarto modo de vibração da carcaça, vista (0,1,0), frequência = 661 Hz.

67

Figura 7.49 – Sexto modo de vibração da carcaça, vista (1,1,1), frequência = 965 Hz.

Figura 7.50 – Sexto modo de vibração da carcaça, vista (0,1,0), frequência = 965 Hz.

68

A tabela 7.5 mostra uma comparação entre os resultados obtidos pelos dois

métodos.

Nº do modo


(figuras 7.37, 7.38, 7.39 e 7.40)

Método de análise modal (figuras 7.41, 7.43, 7.43, 7.44, 7.45,

7.46, 7.47, 7.48, 7.49 e 7.50)



1

2

3

4

5

6

7

8

21,9

37,8

-

650

766

963

1120

1238

25

37,9

79,3

661

760

965

1115,3

1239

18,50

9,12

16,85

9,66

4,19

2,01

1,2856

0,3178

Tabela 7.5 – Resultados obtidos através do espectro de resposta e sistema de análise modal

para a carcaça.

7.12.: Comentários dos resultados

O sistema tem como frequência de entrada fm1 = 29 Hz, por ser esta a rotação

(dado de placa) do motor elétrico usado para acionar o redutor de engrenagens.

Foram identificadas as características de vibração (frequências naturais, modos de

vibração e fatores de amortecimento) para cada parte do redutor, as saber:

a) Eixo de entrada com engrenagem A;

b) Segundo eixo com engrenagem B e C;

c) Terceiro eixo com engrenagens D e E;

d) Eixo de saída com engrenagem F;

e) Carcaça.

a) Eixo de entrada

Para o eixo de entrada foi observado que as frequências de excitações

(entrada fm1 = 29 Hz, primeiro engrenamento fg1 = 348 Hz), encontram-se

afastadas das frequências naturais do referido eixo de 593 Hz e 606 Hz. Embora

o vigésimo harmônico de fm1, 580 Hz, esteja próximo da primeira frequência

natural, 593,5 Hz, deste referido eixo (Ver tabela 2.1).

69

b) Segundo eixo

O segundo eixo possui as seguintes frequências de excitações: primeiro

engrenamento, 348 Hz, segundo engrenamento, fg2= 66,6 Hz. Observa-se que

fg2 e seus segundo (133,2 Hz) e décimo (666 Hz) harmônicos estão próximos da

segunda (63,8 Hz), quarta (138,6 Hz) e quinta (686 Hz) frequências naturais

deste referido eixo (ver tabela 7.2).

c) Terceiro eixo

O terceiro eixo possui as seguintes frequências de excitações: segundo

engrenamento, 66,6 Hz, e terceiro engrenamento, fg3 = 11,8 Hz. Observa-se

que o quarto harmônico de fg3 (47,2 Hz) está próximo da primeira frequência

natural (45 Hz) deste referido eixo (ver tabela 7.3)

d) Eixo de saída

O eixo de saída possui as seguintes frequências de excitações: terceiro

engrenamento, 11,8 Hz, e a sua frequência de rotação, fm4 = 0,14 Hz. Observa-

se que o terceiro (35,4 Hz) e o oitavo (94,4 Hz) harmônicos da frequência de

engrenamento fg3 = 11,8 Hz estão próximos da primeira (31,7 Hz) e da segunda

(95,2 Hz) frequências naturais deste referido eixo (ver tabela 2.4).

e) Carcaça

A carcaça possui as seguintes frequências de excitações: entrada fm1 = 29

Hz, primeiro engrenamento, fg1 = 348 Hz, rotação do segundo eixo, fm2 = 4,7

Hz, segundo engrenamento, fg2 = 66,6 Hz, rotação do terceiro eixo, fm3 = 0,78

Hz, terceiro engrenamento, fg3 = 11,7 Hz, e rotação de saída, fm4 = 0,14 Hz. Foi

observado que: a frequência de entrada (fm1 = 29 Hz) encontra-se próxima da

primeira (25 Hz) frequência natural da carcaça; o primeiro (696 Hz) e o segundo

(1044 Hz) harmônicos da frequência de engrenamento (fg1 = 348 Hz)

encontram-se próximos da quinta (760 Hz) e sétima (1115,3 Hz) frequências

naturais da carcaça, e o segundo (22,6 Hz) e o terceiro (35,4 Hz) harmônicos da

frequência de engrenamento (fg3 = 11,8 Hz) encontram-se também próximos

da primeira (25 Hz) e segunda (37,9 Hz) frequências naturais da carcaça (ver

tabela 7.5).

7.13.: Frequências características dos rolamentos Para cada tipo de rolamento usado no sistema (redutor de engrenagens), as frequências

características médias de rotação podem ser calculadas. Estas, juntamente com as velocidades de rotações e números de dentes das engrenagens, proporcionarão a elaboração de um diagrama de referência para diagnóstico, o qual deve ser elaborado para cada máquina (ver tabela 7.6).

70

Frequência (Hz) Referência

fm1 = rpm

60

f2 = fm1

2(1 −

d

pcos 𝛼)

f3 = fm1

2. N(1 +

d

pcos 𝛼)

f4 = B’.f2

f5=p

d.f2

Anel interno e eixo de entrada

Translação da gaiola

Rolete, relativa ao anel interno

Rolete, relativa ao anel externo

Rotação do rolete

Tabela 7.6 – Expressões para o cálculo das frequências características dos rolamentos.

onde: rpm é a rotação do eixo de entrada e do anel interno em rotação/minuto;

B’ é o número de roletes;

d é o diâmetro médio dos roletes em metros;

p é o diâmetro primitivo do rolamento em metros;

α é o ângulo de contato em graus.

Os valores das frequências características dos rolamentos usados no redutor de

engrenagens estão mostrados na tabela 7.7.

7.14.: Frequência de engrenamento

fg = rpm

60 . Z

Onde:

Rpm é a rotação do eixo em rotações/minuto

Z é o número de dentes da engrenagem.

As frequências de engrenamentos fgn, n = 1, 2, 3 estão mostradas na tabela 7.8.

Rolamentos

do redutor

B’

d|m|

p|m|

αº

f1|Hz|

f2|Hz|

f3|Hz|

f4|Hz|

f5|Hz|

Tipo

Rolamentos do eixo nº1

13

0,0086

0,049

9,5

29

12,05

221,8

156,6

68,6

TIMKEND 3198


12

0,0085

0,041

6

4,79

1,9

34,6

22,8

9,16

TIMKEND


18

0,0105

0,076

13

0,789

0,341

8,05

6,13

2,46

TIMKEND HM 807010


18

0,0145

0,0995

11,3

0,149

0,063

1,53

1,134

0,432

TIMKEND H 414210

Tabela 7.7 – Frequências características dos rolamentos.

71

Componente

Frequência natural (Hz)

Frequência de rotação (Hz)

Frequência dos rolamentos (Hz)

Frequências de engrenamentos

(Mesh Freq.)

Eixo de entrada

576 606

fm1 = 29

f1 = 29 f2 = 12,05 f3 = 221,8 f4 = 156,6 f5 = 68,6

fg1 = 348 Hz

Segundo eixo

44 67,5 96

136 667 760

fm2 = 4,76

f1 = 4,76 f2 = 1,9

f3 = 34,6 f4 = 22,8 f5 = 9,16

fg2 = 66,6 Hz

Terceiro eixo

45 113 445 756

fm3 = 0,789

f1 = 0,789 f2 = 0,341 f3 = 8,05 f4 = 6,13 f5 = 2,46

fg3 = 11,8 Hz

Eixo de saída

31,7 95,2 844 868

1182 1218

fm4 = 0,149

f1 = 0,149 f2 = 0,063 f3 = 1,52

f4 = 1,134 f5 = 0,432

Carcaça

25 37,9 79,3 661 760 965

1115,3 1239

Tabela 7.8 – Frequências dos componentes individuais.

7.15.: Conclusões

Foram analisados todos os componentes do redutor de engrenagens, isoladamente.

Tornaram-se conhecidas as frequências naturais, os modos de vibração e os fatores de

amortecimento para cada componente do redutor.

Após a análise de todas as frequências de excitações e ressonâncias, foi notado que para a

frequência de rotação de entrada (dado de placa do motor elétrico = 29 Hz) o redutor

apresentará sensíveis níveis de vibrações, motivados por:

a) A frequência de engrenamento fg2 = 66,6 Hz e seus segundo (133,2 Hz) e décimo

(666 Hz) harmônicos estão próximos da segunda (67,5 Hz), quarta (136 Hz) e quinta

(667 Hz) frequências naturais do segundo eixo.

b) O terceiro (35,4 Hz) e oitavo (94,4 Hz) harmônicos da frequência de engrenamento

fg3 = 11,8 Hz estão próximos da primeira (31,7 Hz) e segunda (95,2 Hz) frequências

naturais do eixo de saída.

72

c) A frequência de entrada fm1 = 29 Hz encontra-se próxima da primeira (25 Hz)

frequência natural da carcaça. O segundo (22,6 Hz) e terceiro (35,4 Hz) harmônicos

da frequência de engrenamento fg3 = 11,8 Hz encontram-se próximos da primeira

(25 Hz) e segunda frequência natural da carcaça.

d) O primeiro (696 Hz) e o segundo (1044 Hz) harmônicos da frequência de

engrenamento fg1 = 348 Hz encontram-se próximos às frequências do quinto (760

Hz) e sétimo (1115,3 Hz) modos de vibração.

Recomenda-se que alterações sejam feitas de modo a evitar aproximações entre as

frequências de excitação e as frequências naturais acima citadas; pois, surgindo uma falha

em um elemento envolvido na geração de frequência de excitação, será produzido um

pulso que poderá excitar as frequências naturais dos componentes em contato,

provocando ressonâncias. Estas provocarão aumento de níveis de vibração, favorecendo a

fadiga e chegando até a provocar quebra do componente.

7.16.: Análise no tempo

Figura 7.51 – Sinal no tempo para engrenagem A sem falha, número de pontos usados na

conversão analógica-digital N = 1024, frequência máxima FMAX = 2500 Hz, frequência de

corte fc = 500 Hz e número de média N’ = 1.

73

Figura 7.52 – Sinal no tempo para o desbalanceamento provocado pela massa m2, número

de pontos usados na conversão analógica-digital N = 1024, frequência máxima FMAX = 2500

Hz, frequência de corte fc = 500 Hz e número de médias N’ = 1.

Figura 7.53 – Sinal no tempo para o furo no flanco do dente da engrenagem A, número de

pontos usados na conversão analógica-digital N=1024, frequência máxima FMAX = 2500 Hz,

frequência de corte fc = 500 Hz e número de médias N’ = 1.

74

Figura 7.54 – Histograma para o sinal no tempo da figura 7.53.

Figura 7.55 – Exemplos de a) sinais periódicos e b) seus espectros de frequência.

75

7.17.: Análise espectral

Figura 7.56 – Espectro para engrenagem A em boas condições, número de pontos usados na

conversão analógica-digital N = 1024, frequência máxima FMAX = 1000 Hz, frequência de corte fc = 500 Hz e número de médias N’ = 100.

Figura 7.57 – Espectro para o desbalanceamento provocado pela massa m1, número de

pontos usados na conversão analógica-digital N = 1024, frequência máxima FMAX = 1000 Hz, frequência de corte fc = 500 Hz e número de médias N’ = 100.

76

As medições para engrenagem com um dente parcialmente quebrado encontram-se nas

figuras 7.58, 7.59, 5.60, 7.61 e 7.62.

Figura 7.58 – Espectro para o dente parcialmente quebrado, número de pontos usados na

conversão analógica digital N = 1024, frequência máxima FMAX = 1000 Hz, frequência de corte fc

= 500 Hz e número de médias N’ = 100.

Figura 7.59

77

Figura 7.60

Figura 7.61

78

Figura 7.62

79

7.18.: Análise de frequências em uma plaina para madeira A análise de frequências foi efetuada utilizando-se um VIBROTEST, cujo captador T-77 foi

atarraxado ao mancal da plaina, na posição do croquis indicada na figura 7.61.

A avaliação dos dados da medição nos apresenta a seguinte composição para a mistura de

vibrações:

Frequência (rpm) Velocidade de

vibrações (mm/s) Origem da componente vibratória

1830

2990

3660

6292

12584

19000

25168

30900

37500

37800

0,008

0,035

0,016

0,025

0,036

0,24

0,04

0,054

0,036

0,04

1. Correia de acionamento;

2. Desbalanceamento residual do motor de arranque;

3. Correia de acionamento (2ª harmônica);

4. Desbalanceamento residual da plaina;

5. Plaina (2ª harmônica);

6. Anel externo do rolamento 2;


8. Anel interno do rolamento 2;

9. Anel interno do rolamento 1;


A figura 7.61 mostra o resultado da análise de frequência após a troca dos rolamentos,

onde as vibrações originadas pelos rolamentos danificados foram substancialmente reduzidas.

7.19.: Cepstrum Uma das definições de cepstrum será dada por:

𝐶(𝜏) = |T. F. {𝑙𝑜𝑔 𝐹𝑥𝑥(𝑓)}|²

onde T.F. é a transformada de Fourier e FXX(f) é o espectro de potência do sinal no tempo

fX(t), isto é:

𝐹𝑋𝑋(𝑓) = |𝑇. 𝐹. {𝑓𝑥(𝑡)}|²

A variável independente τ do cepstrum possui a mesma dimensão do tempo mas é

conhecida como quefrência.

80

Figura 7.63 – Sinal no tempo, frequência e quefrência.

81

Figura 7.64 – Cepstrum para o dente parcialmente quebrado.

7.20.: Comparação entre espectros e cepstros Os casos reais mostrados compararão os recursos das análises Espectral e Cepstral.

Redutor usado em fábrica de cimento:

O redutor esquematiza na figura 7.65 apresentou problemas de vibração após oito anos de

serviço.

Figura 7.65 – Redutor de moinho.

O acompanhamento do redutor mostrou a redução da componente fantasma e

crescimento das componentes do engrenamento e da modulação, aumento das bandas

laterais em torno da componente de engrenamento. O espaçamento dominante das bandas

82

laterais foi de 25 Hz – 3 vezes a rotação do pinhão do eixo do motor. Veja a Fig. 7.66. O

diagnóstico foi desgaste triangular.

Figura 7.66 – Espectro do redutor antes e após reparo (ref. BRUEL).

Figura 7.67 – Comparações entre Espectros e Cepstros imediatamente após a reforma e

após 4 anos de uso (ref. BRUEL).

83

A figura 7.68 ilustra a importância da resolução do analisar de vibração na análise de

engrenamentos. Enquanto o espectro mostra apenas uma família de bandas laterais com

espaçamento de 25 Hz, o zoom a direita evidencia bandas laterais de 8,3 Hz, a frequência de

rotação do pinhão. Portanto, é necessário conhecer previamente os valores das frequências

típicas do redutor, para escolher as escalas corretas e maximizar a resolução da frequência.

Figura 7.68 – Análise em alta resolução com zoom.

7.21.: Outros exemplos de comparação A figura 7.69 ilustra a dificuldade de interpretação do padrão das bandas laterais na análise

espectral. O espectro da esquerda foi calculado com 2000 linhas e inclui as 3 primeiras

harmônicas do engrenamento. Aparentemente, não se consegue identificar com detalhes as

bandas laterais presentes. O espectro da direita é um zoom em 400 linhas, ainda persistindo a

dificuldade de reconhecer periodicidade das bandas laterais. Geralmente, quando existe mais

de uma família de bandas laterais é difícil ou até mesmo impossível identificas as bandas

laterais.

Figura 7.69 – Espectro e zoom de um redutor (ref. BRUEL).

84

A figura 7.70 ilustra como o cepstro ajuda a identificar com precisão a formação das bandas

laterais no espectro. Todos os picos no cepstro são harmônicas de 11,0 ms e de 20 ms,

mostrando que o espectro é dominado por duas famílias de bandas laterais com

espaçamentos de 85 e 50 Hz, respectivamente. Estas são as duas frequências de rotação dos

dois eixos das engrenagens.

Figura 7.70 – Espectro e Cepstro mostrando duas famílias de bandas laterais (ref. BRUEL).

85

CAPITULO 8 – MANUTENÇÃO PREDITIVA DE ROLAMENTOS 8.1.: Técnica do envelope – teoria e prática Os seguintes passos, ilustrados na figura 8.1, mostram a técnica do envelope.

Figura 8.1 – Esquema da Técnica do Envelope.

Os passos são: I) É o sinal de vibração no tempo medido na superfície do mancal. II) É o espectro de frequência correspondente ao sinal do primeiro passo, obtido pelo

uso da transformada de Fourier. O aumento do nível numa particular faixa de frequência é detectado quando uma ressonância estrutural é excitada por uma falha.

III) É o espectro de frequência extraído por um filtro passa banda ao redor da faixa de frequência detectada no passo II. Este espectro contém a ressonância estrutural que pode ter sido excitada pelos impactos produzidos por uma ou mais falhas internas do rolamento.

IV) É o sinal no tempo correspondente ao espectro do passo III, que contém somente as frequências de ressonância que são moduladas pela frequência dos impactos.

V) Este passo pode ser tanto analógico como digital, como será detalhado mais adiante. O sinal no tempo (passo IV) é então retificado e abrandado por um detector para produzir o envelope do sinal no tempo. Consequentemente, o envelope contém somente as componentes de frequência de baixa modulação relacionadas com as razões de impacto.

VI) É o espectro do envelope analisado nas baixas frequências, a fim de se determinar as frequências de impacto.

86

8.2.: Frequências características de rolamento Estas frequências são denominadas “frequências de rolamento”. A figura 8.2 mostra

esquematicamente um rolamento usado para a dedução das equações, através das quais

pode-se calcular as frequências relacionadas aos defeitos nos rolamentos.

Figura 8.2 – Esquema para a dedução das frequências relacionadas aos defeitos.

As frequências relacionadas aos defeitos são dadas por:

a) Defeito na pista de rolamento externa:

𝑓e(𝐻𝑧) = 𝑛

2𝑓r (1 −

𝑑

𝐷cos 𝛽) (8.1)

b) Defeito na pista de rolamento interna:

𝑓i(𝐻𝑧) =𝑛

2𝑓r (1 +

𝑑

𝐷cos 𝛽) (8.2)

c) Defeito na esfera ou no rolete:

𝑓b(𝐻𝑧) =𝐷

𝑑𝑓r [1 − (

𝑑

𝐷cos 𝛽)

2] (8.3)

d) Defeito na gaiola:

𝑓g(𝐻𝑧) =1

2𝑓r (1 −

𝑑

𝐷cos 𝛽) (8.4)

onde:

fr = velocidade de rotação do eixo (Hz);

n = número de esferas ou roletes;

d = diâmetro da esfera ou rolete (mm);

D = diâmetro entre centro de esferas ou roletes (mm);

𝛽 = ângulo de contato.

87

Figura 8.3 – Espectro típico de um rolamento novo SKF nas baixas frequências – rol. SKF 04.

Figura 8.4 – Espectro típico de um rolamento novo NSK nas baixas frequências – rol. NSK 15.

88

Figura 8.5 – Sinal no tempo – rolamento SKF 01 com defeito na pista estacionária.

Figura 8.6 – Sinal da fig. 8.5 filtrado 23% em torno de 6400 Hz.

89

Figura 8.7 – Envelope do sinal da figura 8.6.

Figura 8.8 – Espectro direto – rolamento SKF 01 – defeito na pista estacionária.

90

A inclusão de partículas sólidas no interior de rolamentos geram defeitos que aumentam

com o passar do tempo, ocasionando também o aumento de ruído e podendo chegar até a

quadra do rolamento.

Figura 8.9 – Espectro do envelope - forma polar - defeito tipo entrada de areia - pista

estacionária - rol NSK 14.

Figura 8.10 – Espectro do envelope – logaritmo da figura 8.9.

91

Tempo Rolamento Aceleração (m/s²)

0h

10h

20h

NSK TR

NSK TR

NSK TR

0,89 1,12

1,24 1,37

1,72 1,92

Tabela 8.1 – Valores de aceleração – efeito tipo entrada de areia – rolamentos TR e NSK.

Figura 8.11 – Curva referente à tabela 8.1.

92

CAPITULO 9 – CONTROLE DE VIBRAÇÕES EM MÁQUINAS 9.1.: Introdução Temos vibração em uma máquina quando existir movimentos alternativos em partes ou

elementos dela. Tais movimentos podem ser aproximadamente constituídos de uma simples

senóide ou então de uma série de senóides (ver figura 9.1).

Figura 9.1 – Tipos de Vibração. a) Senóide. b) Soma de várias senóides.

Uma vibração excessiva em uma máquina pode afetar suas condições de trabalho (ex.

máquina ferramenta); pode reduzir a vida útil de um elemento (ex. rolamento de um rotor

desbalanceado), pode até provocar sua falha imediata (ex. ultrapassando folgas ou tensões

admissíveis em uma turbina).

Máquinas em boas condições de funcionamento em geral apresentam níveis de vibração

reduzido. Um aumento da vibração com o tempo pode levar a máquina a condições

inadmissíveis de trabalho. Para evitar isto, dependendo do tipo de máquina, torna-se

necessário a medição de suas vibrações periodicamente ou mesmo continuamente. O nível das

vibrações pode determinar a parada imediata ou auxiliar no planejamento de uma parada para

manutenção (manutenção preditiva).

A vibração de uma máquina pode ser captada de vários modos. A vibração pode ser medida

próximo de onde está sendo gerada (por exemplo, medindo-se o movimento relativo de um

eixo dentro de um mancal). Pode ser detectada após sua transmissão através de elementos

(por exemplo, vibrações de um volante de direção de carro devido a desbalanceamento de

uma roda). Pode ainda ser detectada pelo som gerado (por exemplo, ruído de rolamento

defeituoso). Na figura 9. 2 estão apresentados os três métodos de medição de vibração.

93

Figura 9.2 – Métodos de medição de vibração de uma máquina; a) Movimento relativo

entre eixo e mancal; b) Vibração na carcaça; c) Som gerado.

9.2.: Causas de vibração em máquinas A seguir estão as causas mais comuns de vibração em máquinas.

Desbalanceamento (excentricidade);

Desalinhamento (paralelo, angular);

Empenamento dos eixos;

Defeitos em engrenagens (dentes, excentricidade);

Defeitos em rolamentos (parte rolante, pistas);

Massas alternativas (pistão, biela);

Pressão variável (máquinas de combustão, compressores);

Escoamento de fluidos (cavitação, frequências de passagem);

Folgas (choque mecânico);

Desgastes (mancais, rótulas);

Atrito (falha de lubrificação);

Instabilidade do eixo no óleo lubrificante (≅ 0,5fn);

Correias e correntes (desgastes, pouco tensas);

Forças eletromagnéticas (campo magnético ou rotor excêntrico);

Proximidade de ressonâncias.

Das causas citadas acima o desbalanceamento é a principal. Em segundo lugar está o

desalinhamento. As outras causas são bem menos frequentes.

94

9.3.: Medição de vibração Embora as vibrações possam ser detectadas pelos nossos sentidos (tato, audição) torna-se

necessário quantificá-las e analisá-las. Em geral as vibrações tem pequenas amplitudes. Elas

são captadas por um transdutor que transforma o sinal mecânico em elétrico (acelerômetro,

microfone). O sinal elétrico gerado é de pequena intensidade, sendo necessário o seu

condicionamento (amplificações, casamento de impedância, filtragem). O sinal pode ser

armazenado para utilização futura (gravador ou memória). O passo seguinte é o do

processamento do sinal (análise espectral, etc.).

Finalmente o sinal de saída irá alimentar um indicador ou comandará uma operação

(ponteiro, osciloscópio, registrador, alarme e/ou chave elétrica). Sobre todos os estágios são

gerados “ruídos” que devem ser mantidos dentro de limites aceitáveis. Na figura 9.3 está

apresentado o diagrama de blocos e todos os estágios citados acima.

Figura 9.3 – Diagrama de blocos da cadeia de medição.

Na figura 9.4 está um exemplo de cadeia de medição.

Figura 9.4 – Exemplo de cadeia de medição.

As vibrações mecânicas podem ser medidas na forma de deslocamento (mm, m),

velocidade (mm/s) ou aceleração (m/s², g). Podemos ter a forma de vibração no tempo

usando-se um osciloscópio ou pode-se obter em um ponteiro o valor pico, pico-a-pico ou RMS.

Na figura 9.5 estão os valores pico e pico-a-pico.

95

Figura 9.5 – Valores pico, pico-a-pico e RMS de uma vibração.

9.4.: Análise da vibração O estado de uma máquina, no que diz respeito às vibrações, pode ser obtido pela medida

do valor global. Por outro lado, quando se pretende ter o diagnóstico das causas da vibração,

torna-se necessário uma análise em frequência.

Na análise em frequência o sinal global é separado em seus vários harmônicos, ver figura

9.6. Utilizando-se os equipamentos conforma a figura 9.4, pode-se efetuar a análise em

frequência do sinal. Ver figura 9.6.

Figura 9.6 – Análise em frequência do sinal.

96

A análise em frequência também pode ser efetuada através de um computador.

9.5.: Normas Perguntas frequentes quando se está medindo vibrações são as seguintes: são admissíveis

as vibrações medidas? A vida da máquina será adequada, com as vibrações encontradas?

Deve-se parar a máquina imediatamente ou quando?

Para facilitar a tomada de decisão com respeito às perguntas acima existem normas para

limites admissíveis de vibração. Tais normas estão baseadas na experiência de fabricantes e

usuários de máquinas no decorrer dos anos. Algumas normas estão apresentadas a seguir.

ISO 2372 = Mechanical vibration of machines with operating speed from 10 to 200 rev/s –

1974 (VDI 2056 – 1964)

VDI 2063 = Messung and Beurteilung mechanischer Shwingugen von Hubkolbenmotoren

and – Kompressoren – setembro 1985.

VDI 2059 = (Blatt 1 bis 5) Wallenschiwingungen (Turbosätzen and Wasser

Kraftmaschinensätzen) – novembro 1981

ISO 2373 = Mechanical vibration of certain rotating electrical machinery with schaft heights

between 80 and 400 mm.

Essas são, de forma resumida, as recomendações de algumas destas normas:

Tabela 9.1 – Evaluation limits for mechanical vibrations of machines (from VDI Guideline

2056 [1] and ISO Standard 2372 [3]).

Vibration severity grade

Speed range Limit values of vibration severity vrms (mm/s) for frame sizes

(rev/min)

N

R

S

600-1800 1800-3600

600-1800

1800-3600

600-1800 1800-3600

1.8

0.71 1.12

0.45 0.71

2.8

1.12 1.8

0.71 1.12

4.5

1.8 2.8

1.12 1.8

Tabela 9.2 – Limit values for the vibration severity of electrical machines (from DIN 45665

[4] and ISO Standard 2373 [5].

Legenda: K – Até 15 Kw; M – 15 a 75 Kw; G – grande, rígida; T – Turbo máquinas; N –

Normal; R – reduzida; S – Especial

Machine group Evaluation grade vrms (mm/s)

VDI ISO good useable Just aceptable Not aceptable

K M G T

I II III IV

< 0.7 < 1.1 < 1.8 < 2.8

0.7 to 1.8 1.1 to 2.8 1.8 to 4.5 2.8 to 7.1

1.8 to 4.5 2.8 to 7.1 4.5 to 11 7.1 to 18

> 4.5 > 1.8 > 11 > 18

97

Figura 9.7 – Guidelines for values of shaft vibrations for industrial turbines sets (VDI

Guideline 2059, Volume 3 [2]) – a. limit for good vibrational behavior; b. limit for alarm

setting; c. limir fot shut-down; d. kinetic shaft locus.

9.6.: Exemplos práticos 9.6.1.: Introdução

O grupo PP 402A é constituído de um motor Weg (300 CV – 3560 RPM) que aciona por um

acoplamento de engrenagens uma bomba KSB (3560 RPM). Tal grupo montado não tinha

entrado em funcionamento satisfatório, uma vez que havia sido comprovado pelo corpo

técnico que o mesmo apresentava vibrações inadmissíveis de acordo com a recomendação VDI

2056.

Havia inclusive uma suspeita que as vibrações poderiam ser devido a causas externas ao

próprio grupo (120 Hz). Também se suspeitava de desbalanceamento do motor já que uma de

suas ventoinhas havia sido trocada. O esquema do grupo, bem como os pontos de medida,

estão apresentados na figura 9.8.

9.6.2.: Vibrações no Grupo PP 402 A - Desligado

Antes da colocação em operação, isto é, com o motor desligado, foram efetuadas várias

medições no grupo. As vibrações encontradas nos pontos A, B, C, D, E, F , G, H do conjunto

motor-bomba (conforme figura 9.8) não ultrapassaram 0,4 mm/s RMS.

Ainda com o motor desligado foram efetuadas as medições na canalização de admissão. Os

valores obtidos não ultrapassavam 2 mm/s RMS em valor global. Os valores filtrados em 60 Hz

e 120 Hz não ultrapassam 0,3 mm/s RMS.

98

9.6.3.: Vibrações no Grupo PP 402 A – em funcionamento

Após acionado o grupo, verificou-se que as vibrações nos pontos indicados na figura 9.8

apresentavam valores inadmissíveis. Na tabela 9.3 estão estes valores. Segundo a

recomendação VDI 2056, para o caso em estudo, a vibração global não pode ultrapassar 7,1

mm/s RMS.

Ponto mm/s RMS

A B C D E F G H

7 8

16 11 4,5 1,5 18 25

Tabela 9.3 - Níveis de vibração nos pontos conforme a figura 9.8 (PP 402 A em

funcionamento).

Na figura 9.9 está o espectro da vibração para o ponto H (ver figura 9.8). As vibrações dos

pontos A, B, C tinham espectros semelhantes ao de H, porém com menos intensidades.

9.6.4.: Vibrações no motor ligado – com a bomba desacoplada

A fim de se detectar a fonte de vibrações foi desacoplada a bomba KSB do motor Weg.

Passando-se em relógio comparador na capa do acoplamento (sobre o eixo do motor)

encontrou-se nesta uma folga radical de 1mm. Um cálculo aproximado mostrou que uma

excentricidade desta ordem originaria uma força de desbalanceamento de 150 Kgf. Também

foi engrenada a capa do acoplamento em várias posições obtendo-se vibrações diferentes ao

se acionar o motor (ver tabela 9.4). Isto tornaria inviável um balanceamento do motor elétrico.

Foi sugerido que fosse retirado o cubo e a capa do acoplamento para poder se verificar as

condições de balanceamento do motor.

Ponto V mm/s RMS

1 2 3 4

A B

5 7

10 10

15 15

15 15

Tabela 9.4 – Vibrações nos mancais do motor elétrico, para várias posições da capa relativa

ao cubo do acoplamento.

9.6.5.: Vibrações do motor ligado – sem capa e cubo do acoplamento

Após a retirada da capa e cubo de acoplamento foi acionado o motor. As vibrações nos

mais A e B estão apresentadas na tabela 9.5.

Ponto V mm/s RMS

A B

2,5 3,0

Tabela 9.5 – Vibrações do motor sem a capa e cubo do acoplamento.

99

9.6.6.: Observações iniciais

a. A suspeita da existência de uma fonte de vibração externa ao grupo não se confirmou.

Conforme item 2, as vibrações na canalização de admissão são reduzidas quando o grupo se

encontra desligado. A análise espectral (ver figura 9.9) demonstrou que a maior amplitude de

vibração se verifica na rotação do motor (3560 RPM = 60 Hz). Tal vibração pode ter origem em

desbalanceamento ou desalinhamento do eixo.

b. Das tabelas 9.3, 9.4 e 9.5, conclui-se que a fonte de vibração não está no motor

mais sim no acoplamento deste à bomba.

9.6.7.: Providências Iniciais e Medições

Como a vibração do motor elétrico era baixa não é necessário o balanceamento do mesmo

(ver tabela 9.5). Foi encontrada uma excentricidade no cubo do acoplamento do motor. Este

foi usinado a fim de corrigir o defeito. Após o alinhamento do motor este foi novamente

acoplado a bomba. Foram medidas as vibrações do motor, bomba e canalização após o

acionamento elétrico.

As vibrações do motor continuavam baixas e eram da ordem de grandeza da tabela 9.5. As

vibrações sobre os mancais próximos ao acoplamento estão apresentadas na tabela 9.6.

Embora os valores no mancal da bomba sejam menores do que os valores iniciais (tabela 9.3)

estes ainda ultrapassam o limite admissível de 7,1 mm/s RMS. Na figura 9.10 está o espectro

da vibração de maior intensidade do grupo PP 402 A, após as correções iniciais.

Ponto V mm/s RMS

Global 60 Hz 120 Hz

B C H

3,0 13,8 14,2

2,7 12,2 13,9

1,2 6,0 1,4

Tabela 9.6 – Vibração após acoplada bomba ao motor (a plena carga).

Também foram medidas as vibrações na canalização a meia e a plena carga. Estes valores

não ultrapassaram 5 mm/s RMS.

9.6.8.: Conclusões iniciais

a. Após as providências iniciais (9.6.7), ao se acionar a bomba KSB, não aumentou o

nível de vibração do motor, o que leva a conclusão que a bomba não existe uma fonte de

vibração considerável.

b. As vibrações excessivas dos pontos C e H (no suporte do mancal da bomba) se

devem a uma rigidez inadequada nestes pontos. Isto foi comprovado experimentalmente. Ao

se calçar o suporte do mancal da bomba inicialmente suas vibrações diminuíram.

Aumentando-se ainda sua rigidez, as vibrações aumentavam. Isto é um indício de que se está

trabalhando próximo a ressonâncias.

c. Ficou descartada a suspeita de que uma excitação de 120 Hz da canalização estava

atuando sobre o grupo.

100

9.6.9.: Sugestões:

a. Melhorar a rigidez sob o suporte dos mancais da bomba KSB.

b. Acompanhar o nível de vibração dos pontos B, C e H. Após a modificação

recomendado no item a.

9.6.10.: Medição das vibrações no grupo PP 402 A após as correções

Conforme o diagnóstico, após as medições para a análise das vibrações no grupo PP 402 A,

concluiu-se que estas eram excessivas e se deviam a falta de rigidez do suporte dos rolamentos

da bomba KSB e excentricidade no acoplamento. As vibrações medidas inicialmente estão

apresentadas na tabela 9.3.

Recomendou-se que o acoplamento fosse verificado e que se enrijecesse o suporte dos

rolamentos. Após estas providências as vibrações foram reduzidas para níveis aceitáveis (ver

tabela 9.9). Na figura 1 está indicado de forma tracejada a forma com que foi enrijecido o

suporte do mancal.

Ponto Vibrações iniciais (mm/s) Vib. após modificações (mm/s)

A B C D E F G H

7 8

16 11 4,5 1,5 18 25

3,5 3,8 1,8

1,4 (2,0 axial) - -

1,6 1,4

Tabela 9.7 – Vibrações iniciais e após feitas as modificações recomendadas.

Na figura 9.11 está o espectro, após a correção sugerida no item 9.6.9-a, para o ponto B, de

maior vibração. Segundo as normas VDI -2056 (1864) e máxima vibração admitida para o

grupo PP 402A é de 7,1 mm/s. Segundo a ISO 3945 (1985), que é mais rigorosa, as vibrações

admitidas são de até 4,6 mm/s. Assim sendo as vibrações medidas após as modificações estão

dentro dos limites recomendados pelas normas.

9.6.11.: Recomendações finais

1- Baseado na conclusão acima o grupo PP 402ª pode entrar em operação.

2- Deve-se acompanhar a evolução das vibrações nos pontos principais do grupo.

3- Deve-se fazer as verificações rotineiras do desempenho dos rolamentos (ruído).

4- Após se comprovar que as vibrações estão se aproximando dos níveis limites

tolerados ou que as vibrações dos rolamentos (ruído) são inadmissíveis deve-se

parar o grupo para a manutenção necessária.

5- Após o serviço de manutenção deve-se medir as vibrações e inclusive o espectro da

frequência para servir como ponto inicial para a manutenção preditiva do grupo.

101

Figura 9.8 – Grupo motor-bomba PP 402 A com indicação dos pontos de medição de

vibrações.

Figura 9.9 – Análise espectral das vibrações iniciais do grupo PP 402 A ao ser acionado.

102

Figura 9.10 – Análise espectral no mancal de bomba KSB do grupo PP 402 A após as

correções iniciais.

Figura 9.11 – Análise espectral das vibrações após feitas as correções recomendadas.

Solução: do enunciado depreende-se que o movimento que pode preocupar é o vertical,

apenas. Supõem-se que máquina e fundação formem um corpo rígido e que toda a

elasticidade do sistema seja conferido pelo solo.

O coeficiente de compressão uniforme depende da natureza do solo e da área de contato,

podendo ser achado em literatura especializada, ou determinado experimentalmente.

103

Figura 9.12

A rigidez do solo será dada por

k = μC A = 20,0 . 106 . 16,0 = 320,0 . 106 N/m

A massa da máquina mais fundação é:

𝑚 = 29000 + 26000 = 55000 𝑘𝑔

Desta forma completa-se o modelo da figura 2.2.2.

A frequência natural será

𝑓𝑂 =1

2𝜋√

𝑘

𝑚=

1

2𝜋√

320,0. 106

55000= 12,14 𝐻𝑧

104

Figura 9.13 – Espectro de vibração caixa de engrenagens.

Figura 9.14 – Espectro de vibração – mancal de rolamento.

apostila de manutenção preditiva - revisado

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