apostila vibraÇÃo
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Oiti Gomes de Paiva
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Oiti G. Paiva
IINNTTRROODDUUÇÇÃÃOO AAOO EESSTTUUDDOO
DDAASS
VVIIBBRRAAÇÇÕÕEESS MMEECCÂÂNNIICCAASS
Oiti Gomes de Paiva
2
INICIAÇÃO AO ESTUDO DAS VIBRAÇÕES MECÂNICAS
I. Introdução
O estudo das vibrações é de fundamental importância para a engenharia
moderna. A análise de vibrações em máquinas e equipamentos permite-nos conhecê-
los, melhorá-los e ganhar muito em qualidade, produtividade, desenvolvimento, etc...
Quando se coloca em marcha uma máquina nova, espera-se que a mesma tenha
vida longa e isenta de problemas. Mas deficiências de projeto, erros de
especificações, fabricação, transporte, instalação e manutenção nos conduzem a
equipamentos pouco confiáveis. A manutenção da atualidade é um tipo de
manutenção onde não há mais interesse em simplesmente reparar um equipamento
defeituoso ou mesmo acompanhar o desenvolvimento de uma falha de modo a não se
permitir uma parada inesperada de produção. Esse tipo de manutenção é coisa do
passado. A manutenção hoje se interessa em conhecer e eliminar as causas dos
defeitos. Essa nova fase da manutenção chama-se Proativa.
A filosofia da manutenção proativa estabelece que as causas dos defeitos é que
devem ser eliminadas. Um defeito comum, como por exemplo um rolamento
danificado não tem tanta importância em termos proativos. Saber como este
rolamento estragou e como eliminar a raiz da questão, isso sim é de interesse.
Aparentemente simples, a manutenção proativa nos parece ser a manutenção do bom
senso; contudo, técnicas proativas requerem muitas vezes conhecimentos profundos
de engenharia de projeto, como também utilizam ferramentas corretivas, preventivas
e preditivas. Somente através de técnicas proativas é que se consegue com que uma
máquina tenha uma vida útil isenta de intervenções, a não ser aquelas provocadas
pelo desgaste normal previsto no projeto.
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II. Fundamentos de vibração
A vibração é uma oscilação em torno de uma posição de referência. Ela é um
fenômeno quotidiano. Nós a encontramos em nossas casas, durante as viagens e no
trabalho. A vibração é freqüentemente um processo destrutivo, ocasionando falhas
nos elementos de máquinas por fadiga.
O movimento vibratório de uma máquina é o resultado das forças dinâmicas
que a excitam. Essa vibração se propaga por todas as partes da máquina, bem como
para as estruturas interligadas a ela. Geralmente uma máquina vibra em várias
freqüências e amplitudes correspondentes. Os efeitos de uma vibração severa são o
desgaste e a fadiga, que certamente são responsáveis por quebras definitivas dos
equipamentos.
Toda máquina apresenta um determinado nível de ruído e vibração devido a
operação e a fontes externas. Porém, uma parcela destas vibrações é causada por
pequenos defeitos mecânicos ou excitações secundárias perturbadoras, que atuam na
qualidade do desempenho da máquina. Qualquer acréscimo no nível de vibração de
uma máquina é o primeiro sinal de agravamento de um defeito: desalinhamento,
empenamento do eixo, desgaste do rolamento, etc... O fato de que os sinais de
vibração de uma máquina trazem informações relacionadas com o seu
funcionamento, indica a saúde da máquina e a decisão sobre uma intervenção ou não
nesta máquina.
Cada máquina apresenta uma forma característica de vibração, em aspecto e
nível. Porém, máquinas do mesmo tipo apresentam variações no comportamento
dinâmico. Isso se deve às variações de ajustes, tolerâncias e, principalmente, defeitos.
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Cada elemento de máquina induz uma excitação própria, gerando uma
perturbação específica. Geralmente esses elementos são mancais, rotores,
engrenagens, etc...
O comportamento dinâmico da máquina é uma composição das perturbações
de todos os componentes, defeitos e excitações oriundos dos movimentos. Então,
uma criteriosa medida das vibrações poderá indicar as principais causas (quais
elementos ou defeitos) estão excitando a máquina. Portanto, em uma máquina as
vibrações se dão em várias freqüências devido às várias excitações. O movimento em
um ponto qualquer será a superposição de várias harmônicas.
Os diagnósticos para fins de manutenção das máquinas, com o objetivo de
identificar as possíveis causas destes movimentos são obtidos separando as
harmônicas do sinal global e associando-as com os elementos defeituosos ou desvios
de montagem.
III. Causas, efeitos e controle
Dentre as diversas fontes de vibração, aquelas mais comuns e que, portanto
podem ser responsabilizadas pela quase totalidade das vibrações mecânicas
indesejáveis são:
- Desequilíbrio de massas girantes (desbalanceamento)
- Desalinhamento de eixos, correias e correntes.
- Folgas generalizadas e bases soltas.
- Dentes de engrenagens.
- Rolamentos.
- Corrente elétrica.
- Campo magnético desequilibrado (motores elétricos)
- Transporte
- Tráfego férreo e rodoviário.
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- Escoamento fluido.
- Explosivos, terremotos.
- Etc...
Os efeitos principais das vibrações são:
- Altos riscos de acidentes.
- Desgaste prematuro de componentes.
- Quebras inesperadas.
- Aumento dos custos de manutenção.
- Perda de energia.
- Fadiga estrutural.
- Desconexão de partes.
- Baixa qualidade dos produtos.
- Ambiente de trabalho inadequado.
O controle dos fenômenos vibratórios pode ser conseguido por três
procedimentos diferenciados:
- Eliminação das fontes: balanceamento, alinhamento, substituição de peças
defeituosas, aperto de bases soltas, etc...
- Isolamento das partes: colocação de um meio elástico amortecedor de
modo a reduzir a transmissão da vibração a níveis toleráveis.
- Atenuação da resposta: alteração da estrutura (reforços, massas auxiliares,
mudança de freqüência natural, etc...
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IV. Movimento Harmônico
O movimento oscilatório pode repetir-se regularmente, como mo pêndulo de
um relógio, ou apresentar irregularidade considerável, como em terremotos. Quando
o movimento se repete a intervalos iguais de tempo T, ele é denominado período da
oscilação, e sua recíproca f = 1/T é denominada freqüência.
A forma mais simples de movimento periódico é o movimento harmônico. Para
exemplificá-lo, consideremos o modelo abaixo:
Uma massa suspensa por uma mola, e então deslocada de sua posição de
equilíbrio, irá oscilar em torno desse equilíbrio com um movimento harmônico
simples. Se construirmos um gráfico que relaciona a distância da massa à posição de
equilíbrio e ao tempo, a curva obtida será uma senóide, a representação de um
movimento harmônico por excelência.
Estudos mais profundos no campo das variações ondulatórias causadas por
vibrações mostram que qualquer forma de onda no tempo pode ser decomposta em
uma série de senóides puras. Os sinais harmônicos representam perfeitamente a
maioria dos sinais de uma máquina. Assim sendo uma componente de vibração é
Fig. 1
t
Xo
Oiti Gomes de Paiva
7
essencialmente um movimento harmônico, uma senóide como mostrado na figura
abaixo:
Amplitude: O valor medido do nível zero até o pico do sinal.
Freqüência: Número de vezes que o ciclo se repete por unidade de tempo, expressa
em Hertz (quando ciclos por segundo)
Período: Tempo de execução de um ciclo completo do sinal, dado em segundos. É o
inverso da freqüência.
Defasagem: Indica o avanço ou atraso de um sinal em relação a um outro sinal
qualquer. Geralmente é expresso em graus. A resposta de uma máquina é sempre
atrasada em relação à excitação.
Normalmente, em regime de funcionamento, um equipamento está sujeito a
vibrações que ocorrem nas mais diversas freqüências, oriundas da própria rotação do
equipamento, de seus elementos de máquina, ou mesmo de fontes externas. Como
todos estes sinais ocorrem simultaneamente, torna-se muito difícil avaliá-los no
tempo, pois teríamos diversas freqüências e amplitudes sobrepostas. No entanto, se
avaliarmos estes sinais no domínio da freqüência, teremos a separação exata de cada
sinal, podendo assim conhecer e avaliar separadamente a conseqüência de cada um
Amplitude
T
Fig. 2
Oiti Gomes de Paivano comportamento do equipamento. O sinal assim obtido é chamado espectro de
freqüência, e seu entendimento fica mais claro estudando-se a figura abaixo:
Obser
vezes
eixo d
períod
onda
que do
do pri
60 Hz
funda
1ª harmônicaX1
f1Temos na figura acima três sina
ve que no mesmo intervalo de te
, o segundo 6 vezes e o terceiro 9 v
e tempo assinala um período da fo
os da forma de onda vermelha, qu
verde. Concluímos assim que estes
is ocorrem em freqüências múltipla
meiro sinal fosse 20 Hz, o segundo
, simultaneamente. O sinal de 20 H
mental, os sinais em 40 e 60 Hz cor
3ª harmônica
2ª harmônica
f3
f2
X3
X2
T(s)
F(hz)
8
is ocorrendo simultaneamente no tempo.
mpo tomado, o primeiro sinal se repete 3
ezes. Observe que a linha rocha que cruza o
rma de onda azul, que corresponde a dois
e corresponde a três períodos da forma de
três sinais são harmônicos entre si, sendo
s do primeiro. Assim sendo, se a freqüência
estaria ocorrendo em 40 Hz e o terceiro em
z seria a componente de primeira ordem ou
responderiam às componentes de segunda e
Fig. 3
Oiti Gomes de Paiva
9
terceira ordem, ou seja, a segunda e terceira harmônicas. Estes sinais vistos em um
eixo cartesiano estariam sobrepostos como na figura abaixo:
Pode-se ver claramente como as três formas de onda têm períodos diferentes e,
consequentemente freqüências diferentes. A de menor período é a de maior
freqüência, pois se repete mais vezes em um mesmo intervalo de tempo.
T1 = 1/3 T3 e f1 = 3f3.
No domínio da freqüência estas três formas de onda seriam representadas como
no espectro abaixo:
Sinais harmônicos entre si são muito comuns no campo das vibrações
mecânicas, por isso é de extrema importância que saibamos identificar os sinais
f 3f 2f 1 f (hz)
T3T2
T1
T(s)
Fig. 4
Fig. 5
Oiti Gomes de Paiva
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presentes em uma máquina e estabelecer as relações entre os mesmos. Em outras
palavras, é necessário saber se um determinado sinal acontece na freqüência
fundamental de um evento ou se é a conseqüência harmônica de um outro sinal
qualquer.
V. Princípios da Análise Espectral
Para que possamos analisar o espectro de vibrações obtido em um
equipamento, é necessário que conheçamos de antemão os sinais inerentes ao
funcionamento do equipamento.
É natural que todo equipamento apresente vibrações em determinadas
freqüências quando de seu funcionamento. Estas vibrações são decorrentes da própria
vibração do equipamento e de seus elementos de máquina, sendo considerados
normais desde que mantidos dentro de um limite aceitável de amplitude e sem
aparecimento de componentes indesejáveis tais como famílias de harmônicas, bandas
laterais, etc...
Dos sinais inerentes ao funcionamento dos equipamentos podemos destacar
como os mais comuns e que devem ser conhecidos de antemão pelo analista:
• Freqüência de rotação da máquina
• Freqüência de passagem de pás quando bombas ou ventiladores.
• Freqüências de engrenamento quando redutores.
Estes sinais estão todos relacionados com a rotação do equipamento e devem
ser conhecidos pelo analista, pois muitas vezes servem como referência para o ajuste
e análise do espectro de vibração.
Não será possível fazer uma análise correta sem um prévio conhecimento
destes parâmetros. Assim sendo, falemos separadamente de cada um:
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VI. Freqüência de Rotação (1 x rpm)
Quando analisamos um sinal de vibração obtido em um mancal qualquer, é
necessário que conheçamos a rotação do eixo apoiado sobre este mancal, afim de que
identifiquemos no espectro os sinais conseqüentes da rotação. Um sinal de vibração
na freqüência de rotação da máquina é o sinal mais certo de obtermos, uma vez que o
mesmo é causado pelo movimento de giro do eixo. Sendo assim, usamos esse sinal
como referência para nos orientarmos na análise do espectro, considerando todos os
outros sinais em relação a ele.
Em se tratando de motores elétricos, a quase totalidade dos equipamentos da
mrn têm velocidade de rotação padrão conforme o número de pólos. Essas rotações
são apenas quatro:
• 900 rpm
• 1200 rpm
• 1800 rpm
• 3600 rpm
Como os espectros são analisados no domínio da freqüência, em ciclos por
segundo, é necessário que façamos a conversão da rotação de rpm para rps, ou Hertz.
Isso se faz dividindo a rotação em rpm por 60.
Sendo assim, temos:
• 900 rpm = 15 Hz
• 1200 rpm = 20 Hz
• 1800 rpm = 30 Hz
• 3600 rpm = 60 Hz
Devemos considerar que devido ao escorregamento causado pela inércia de
massa dos rotores, a velocidade de rotação é sempre um pouco abaixo dos valores
padrão, o que não impede no entanto de identificarmos facilmente a freqüência
fundamental de rotação da máquina em seu espectro.
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No exemplo mostrado na figura 6 temos o espectro real de vibração coletado
em um motor. O primeiro cursor (vermelho), com uma haste para cima identifica o
pico de vibração na freqüência de rotação da máquina. Os caracteres em vermelho no
canto direito inferior da figura indicam os dados de leitura feitos pelo cursor, a saber:
freqüência do ponto no qual ele se encontra em Hz, a ordem de rotação em relação à
rotação da máquina (n vezes a rotação), e a amplitude do pico sobre o qual se
posiciona o cursor. Os demais cursores identificam os pontos onde existem ou
poderiam existir picos harmônicos ao do primeiro cursor.
1 - CORREIA OVERLAND ACION. A223OCT002A-2 V MOTOR A, LA VERTICAL
Route Spectrum 14-JAN-00 09:46:37
OVRALL= 1.77 V-DG RMS = 1.74 CARGA = 100.0 RPM = 1200. RPS = 20.00
0 50 100 150 200 250 300 350 400
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
20.00 1.000 .429
Fig. 6
Oiti Gomes de PaivaVII. Freqüência de Passagem de Pás
Bombas e ventiladores constituem outro equipamento típico de nossa planta.
Além da freqüência natural de rotação, outro sinal típico no espectro desses
equipamentos é o sinal causado pela freqüência de passagem de pás.
Exemplificando:
Uma bomba que tenha um rotor com cinco pás, produzirá um sinal de vibração
na freqüência de 5 x rpm, ou seja, em uma freqüência igual a cinco vezes a
freqüência de rotação de seu eixo. Isso se dá porque a cada volta do rotor da bomba,
por um ponto fixo de referência passam as 5 pás, ou seja, se a passagem das pás causa
uma perturbação vibracional na máquina, esta perturbação ocorre a uma freqüência
igual ao número de pás vezes a rotação do eixo.
Passagem de pásN = 5 pás
1 x rpm
Fp = np x rpm
Fig. 7
2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO225-OBO15D-4 V BOMBA LOA VERTICAL
Route Spectrum 11-FEB-00 10:06:01
OVRALL= 2.40 V-DG RMS = 2.33 CARGA = 100.0 RPM = 1803. RPS = 30.06
0 100 200 300
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
30.0
7
150.
29
300.
45
2ª harmônica dapassagem de pás
13
400 500 600 Freq: Ordr: Spec:
30.07 1.000 1.181
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VIII. Freqüência de Engrenamento
Uma caixa de engrenagens, ou redutor, apresenta um maior número de
variáveis a ser considerado quando da análise das vibrações em seus mancais. Isto se
dá devido às diferentes rotações de seus eixos, assim como do diferente número de
dentes de suas engrenagens.
Se levarmos em conta uma caixa de engrenagens de duas reduções, só aí
teremos envolvidas as velocidades de três eixos e as vibrações causadas pelas forças
envolvidas nos dois engrenamentos. Assim sendo, para que se possa proceder a uma
análise correta das vibrações em uma caixa de engrenagens é necessário
conhecimento prévio de todas as variáveis oriundas de seu funcionamento:
• Velocidade de rotação do eixo de entrada.
• Freqüência de engrenamento do pinhão de entrada com a coroa do eixo
intermediário.
• Freqüência de engrenamento do pinhão intermediário com a coroa do eixo
de saída.
Para obtermos as freqüências de engrenamento precisamos conhecer o número
de dentes de cada engrenagem. Multiplicando-se o número de dentes de uma
engrenagem pela rotação de seu eixo obtém-se a sua freqüência de engrenamento.
Na análise de sinais em redutores é comum que se use as freqüências de
engrenamento como referência para os demais sinais. A figura 8 dá uma amostra de
um espectro coletado sobre o mancal do eixo intermediário de um redutor no sentido
axial ao eixo. O pico sobre o qual está colocado o cursor se refere à freqüência de
engrenamento da coroa intermediária e é um pico de 73ª ordem, pois a coroa tem 73
dentes.
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Até agora tratamos apenas das vibrações inerentes ao funcionamento das
máquinas estas vibrações podem ser absolutamente normais no equipamento, não
representando portanto nenhum motivo de alarme. Para isso, no entanto, é necessário
que elas se mantenham dentro de um limite aceitável de amplitude. Quando temos
um histórico de medições em uma máquina e observamos a estabilidade dos sinais
em seu espectro, dizemos que aquela é a condição operacional normal da máquina, e
aquele espectro é a sua assinatura espectral.
Um aumento considerável nos níveis de vibração normais em uma máquina é
sem dúvida o primeiro sinal de algum defeito. Por isso é necessário um
monitoramento constante afim de se detectar qualquer alteração no comportamento
da máquina.
Trataremos agora dos defeitos mais comuns relacionados aos sinais até agora
estudados.
Fig. 8
1 - CORREIA OVERLAND ACION. A223OCT002A-6 V EIXO INTERMEDIARIO LOA VERTICAL
Route Spectrum 14-JAN-00 09:49:35
OVRALL= 1.61 V-DG RMS = 1.60 CARGA = 100.0 RPM = 335. RPS = 5.58
0 200 400 600 800 1000
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
407.38 73.00 1.279
Oiti Gomes de Paiva
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IX. Desbalanceamento de massa
O desbalanceamento de massa é uma fonte comum de vibração em máquinas e
equipamentos, e sua conseqüência é um aumento de amplitude em 1 x rpm. Essa
amplitude será proporcional à quantidade de desbalanceamento presente.
O desbalanceamento acontece devido a uma alteração no equilíbrio das forças
radiais que atuam sobre o eixo da máquina. A causa mais comum é o acúmulo de
material sobre volantes de inércia, hélices de ventiladores, hélices de ventoinhas de
motores, etc... mas pode ser causado também por perda de massa, como a quebra de
uma hélice por exemplo.
Portanto, quando a resultante das forças radiais que atuam sobro o eixo for
diferente de zero, esta resultante causará um aumento da vibração em 1 x rpm que
será tanto maior quanto for a velocidade de rotação do eixo. A vibração no sentido
axial será nula ou desprezível em relação à radial.
Fig. 9
050 - VENTILADOR DA CALDEIRA BVENT. B -4 H VENTILADOR LOA HORIZONTAL
Label: ANTES DO BALANCEAMENTO
Route Spectrum 26-NOV-98 14:17:24
OVRALL= 65.73 V-DG RMS = 65.56 CARG = 100.0 RPM = 3802. RPS = 63.37
0 100 200 300 400 500
0
10
20
30
40
50
60
70
80
Frequency in Hz
RMS
Velo
city
in m
m/S
ec
Freq: Ordr: Spec:
63.37 1.000 65.31
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X. Desalinhamento do Acoplamento
O desalinhamento é um problema mais freqüente que o desbalanceamento, e a
razão é muito simples: o número de variáveis que pode causar um desalinhamento é
maior que no caso de desbalanceamento. Como exemplo podemos citar: falha de
montagem, defeito na base, parafusos de fixação folgados, etc...
Temos três tipos possíveis de desalinhamento:
• Angular – onde as linhas de centro dos dois eixos fazem um ângulo.
• Paralelo – onde as linhas de centro são paralelas porém deslocadas entre si.
• Combinado – os dois anteriores ao mesmo tempo.
O desalinhamento, mesmo com acoplamentos flexíveis, resulta em duas forças,
axial e radial. Isto é verdade mesmo quando o desalinhamento estiver dentro dos
limites de flexibilidade do acoplamento. A amplitude das forças, e portanto a
quantidade da vibração gerada aumentará com o aumento do desalinhamento. A
característica significante da vibração devido ao desalinhamento é que ela acontecerá
nas duas direções, axial e radial. Esta é a razão porque as leituras axiais devem ser
tomadas. Normalmente a freqüência de vibração é 1 x rpm; contudo, quando o
desalinhamento é severo, a freqüência é de segunda ordem (2 x rpm).
Desalinhamento Paralelo ou Off Set
Sinal mais forte na radial
Desalinhamento Angular
Sinal mais forte na axial
Desalinhamento Combinado
Superposição dos dois sinais
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XI. Excitação Hidráulica/Aerodinâmica
As vibrações hidrodinâmicas raramente geram problemas sérios, exceto
quando excitam, ou até ressonam, as partes da estrutura: carcaça, tubulações, etc...
Quando as forças hidráulicas nas bombas geram vibrações excessivas sem
ressonância aparente no sistema, o problema pode estar no projeto inadequado do
conjunto rotor-estator-pás ou da tubulação.
Normalmente, as bombas hidráulicas centrífugas possuem uma vibração na
freqüência de passagem de pás que deve ser monitorada. Ela representa a passagem
das pás por um ponto fixo, geralmente onde ocorre uma variação de pressão, por
exemplo, uma pá fixa ou o ponto de cutoff. Veja figura 11
Fig. 10 - desalinhamento
2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO025-OBO15A-2 V MOTOR LA VERTICAL
Route Spectrum 10-JAN-00 14:41:20
OVRALL= 2.05 V-DG RMS = 1.95 CARGA = 100.0 RPM = 1808. RPS = 30.13
0 50 100 150 200 250 300 350 400
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
30.13 1.000 1.225
Oiti Gomes de Paiva
A amplitude d
varia com a carga. Po
com a mesma cond
bomba, geralmente
instabilidade, imedia
bandas laterais.
Picos altos na f
• Folgas des
bombas.
• Coincidênc
das própria
• Posicionam
• Fluxo com
acentuadas)
• Obstrução d
cutoff
19
a vibração no componente da freqüência de passagem das pás
rtanto, toda medida de vibração nesse componente deve ser feita
ição de carga. Numa condição de funcionamento normal da
o nível neste componente é baixo. Se o processo induzir
tamente a vibração neste componente aumenta, e aparecem
requência de passagem de pás podem ser inerentes às:
iguais entre as pás rotativas e os difusores estacionários das
ia da frequência de passagem de pás com freqüências naturais
s pás ou de componentes estruturais das bombas.
ento excêntrico do rotor dentro da carcaça.
variações abruptas de direção. (tubulação com curvas
o fluxo.
Fig. 11
Oiti Gomes de Paiva
20
XII. Vibração causada por Folgas Mecânicas
As folgas mecânicas causam vibrações no sistema geralmente na frequência de
rotação da máquina seguida de muitas harmônicas, sendo mais evidente na direção
radial e sentido vertical.
Estas vibrações são muitas vezes geradas por parafusos frouxos, folgas
excessivas nos mancais ou talvez uma trinca na estrutura ou nos pedestais de
mancais.
A vibração característica de folgas mecânicas não ocorre sem que hajam outras
forças excitando o sistema, tais como desalinhamentos desbalanceamentos, etc...
Quando há folga excessiva, mesmo não havendo desalinhamentos ou
desbalanceamentos aparecem grandes níveis de vibração. Então, as folgas amplificam
as vibrações.
As folgas são uma fonte perigosa de vibrações, pois concentram grande energia
cinética sobre o equipamento devido ao grande número de harmônicos gerados, o que
pode levar a quebras de base, estrutura, carcaça, etc...
Fig. 12
2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO225-OBO15D-3 V BOMBA LA VERTICAL
Route Spectrum 27-MAY-98 08:04:56
OVRALL= 4.56 V-DG RMS = 4.53 CARGA = 100.0 RPM = 1780. RPS = 29.67
0 200 400 600 800 1000 1200
0
0.3
0.6
0.9
1.2
1.5
1.8
2.1
2.4
2.7
3.0
3.3
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
29.67 1.000 2.517
Oiti Gomes de Paiva
21
XIII. Freqüências geradas pelo Engrenamento.
Conhecer as freqüências das vibrações geradas pelos engrenamentos é
fundamental para o diagnóstico de sistemas de engrenagens. A freqüência típica dos
sistemas com engrenamento é a freqüência de engrenamento, igual ao número de
dentes vezes a rotação da engrenagem. Existirá uma freqüência de engrenamento para
cada par engrenado.
Se o engrenamento fosse perfeito, a vibração seria puramente senoidal e no
espectro existiria apenas a frequência fundamental do engrenamento (componente de
primeira ordem). Qualquer irregularidade, desgaste, deformação ou esforço externo
fará desaparecer a condição de engrenamento perfeito. Todos os erros associados
com as engrenagens afetam o engrenamento e, por conseqüência, afetam também a
forma de onda da vibração.
As formas de onda das vibrações dos engrenamentos com erros continuam
periódicas, mas não são mais senóides puras. Seus espectros apresentarão vários
componentes harmônicos da frequência de engrenamento.
O primeiro indício de anormalidade é a presença de harmônicos do
engrenamento. Quanto maior o número de harmônicas e quanto maiores sua
amplitudes, maiores serão os erros.
É normal que a componente de engrenamento apresente algumas bandas
laterais em configuração simétrica de amplitude e espaçamento. Qualquer desvio na
simetria desta configuração é indício de início de problemas nas engrenagens.
O espaçamento entre as bandas laterais é igual à frequência de rotação da
engrenagem. Se houver variação entre este espaçamento isto indica folga excessiva
entre as engrenagens (back lash). Se houver variação nas amplitudes das bandas
laterais isto indica dente quebrado.
Oiti Gomes de Paiva
22
XIV. Vibrações causadas por defeito em rolamentos
Os rolamentos são os elementos de máquinas mais comuns na indústria. Muitas
vezes eles são os componentes de maior precisão do equipamento. Geralmente
possuem tolerância de até 1/10 das tolerâncias dos demais elementos da máquina ou
equipamento. Somente 10 a 20% dos rolamentos atingem a sua vida de projeto por
causa de uma variedade de fatores, principalmente:
• Lubrificação inadequada.
• Contaminação por partículas estranhas.
• Armazenagem imprópria.
• Umidade.
• Vibração externa.
• Erro de aplicação.
• Montagem imprópria.
Fig.13 - bandas laterais
1 - CORREIA TRANSPORTADORA223OCT001 -5 A EIXO INTERMEDIARIO LA AXIAL
Route Spectrum 12-MAR-96 14:10:20
OVRALL= 5.88 V-DG RMS = 5.37 CARGA = 100.0 RPM = 532. RPS = 8.86
340 360 380 400 420 440 460 480 500
0
1
2
3
4
5
6
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec: Dfrq:
409.61 46.22 1.664 8.913
Oiti Gomes de Paiva
23
Com certeza os mancais de rolamento são os elementos de máquina mais
estudados e pesquisados em termos de vibração. A razão disso é óbvia, pois
raramente encontramos equipamentos em que estes elementos não estejam presentes.
Rolamentos geram quatro freqüências características: freqüências geradas por
defeitos na pista externa, pista interna, gaiola e corpos rolantes. Os desgastes em
rolamentos evoluem em quatro fases: inicialmente os problemas aparecem em
freqüências ultra-sônicas (entre 20 e 60 KHz). Num segundo estágio pequenos
defeitos excitam freqüências naturais dos componentes do rolamento (devido aos
impactos causados pela passagem das esferas) na faixa de freqüência de 500 Hz a 2
KHz. Quando o desgaste progride, surgem harmônicas das freqüências discretas e
bandas laterais com espaçamento de 1 x rpm. Muitos rolamentos são trocados quando
atingem esse ponto, provavelmente pelo ruído que produzem. No estágio final,
quando as avarias são severas, impactos violentos excitando freqüências naturais
ocorrem quando uma pista passa pela zona de carga.
Rolamentos com defeitos em suas pistas, esferas ou rolos, usualmente causam
vibrações em altas freqüências, que não são múltiplos inteiros da rotação do eixo.
Isso se explica devido à natureza das forças dinâmicas que excitam o rolamento
defeituoso gerando vibrações. Por exemplo, um defeito na esfera passará pelas pistas
interna e externa em uma sucessão de impactos com o dobro da freqüência de rotação
da esfera, chamada spin. A freqüência fundamental da vibração será bem mais alta do
que a do eixo. Além disso, forças dinâmicas do tipo impulso geram vibrações de
freqüência muito alta, na faixa de ressonância estrutural das pistas do rolamento. A
amplitude da vibração dependerá da extensão da falha no rolamento.
Já os defeitos na gaiola do rolamento geram vibrações com freqüências mais
baixas que a freqüência de rotação do eixo.
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24
XV. Exemplos de defeitos
Para finalizar e ilustrar este trabalho, escolhemos alguns espectros de defeitos
que foram detectados e comprovados na mrn através da técnica de análise de
vibração. Todos os casos mostrados foram confirmados e corrigidos através da
execução dos laudos emitidos.
1. Bomba imbil de três estágios da captação de água do Saracazinho
O espectro mostra claramente vários picos de vibração acontecendo em
frequências que não são harmônicas da rotação. No entanto estes picos são
harmônicos entre si, e a fundamental ocorre em 244,68 Hz, frequência de defeito da
pista interna. Portanto é evidente a ocorrência de defeito na pista interna. Se
repararmos bem podemos notar o já aparecimento de bandas laterais em torno das
harmônicas de defeito da pista interna. Na página a seguir apresentamos um zoom em
cima da segunda harmônica, onde mostramos que as bandas laterais são espaçadas
entre si de 30 Hz, exatamente a frequência de rotação da máquina.
2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL
Route Spectrum 07-DEC-98 10:18:10
OVRALL= 9.98 V-DG RMS = 8.78 CARGA = 100.0 RPM = 1804. RPS = 30.06
0 400 800 1200 1600 2000
0
1
2
3
4
5
6
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
244.
68
489.
58
734.
26
979.
17
1224
.0
Freq: Ordr: Spec:
30.06 1.000 .873
Oiti Gomes de Paiva
25
2. Defeito no rolamento de motor WEG 250 CV
Muitos picos inter-harmônicos em frequências de pista externa.
2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL
Route Spectrum 07-DEC-98 10:18:10
OVRALL= 9.98 V-DG RMS = 3.19 CARGA = 100.0 RPM = 1804. RPS = 30.06
360 420 480 540 600 660
0
0.3
0.6
0.9
1.2
1.5
1.8
2.1
2.4
2.7
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
489.
58
459.
19
429.
18
399.
14
519.
64 549.
71
579.
75
2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO225-OBO07D-2 A MOTOR LA AXIAL
Route Spectrum 19-AUG-98 08:19:48
OVRALL= .9872 V-DG RMS = .7950 CARGA = 100.0 RPM = 1813. RPS = 30.22
0 400 800 1200 1600 2000
0
0.05
0.10
0.15
0.20
0.25
0.30
0.35
0.40
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
30.22 1.000 .152
Oiti Gomes de Paiva
26
3. Acompanhamento da evolução de um defeito em rolamentos
Acima podemos ver a importância de um monitoramento constante para a
detecção do momento exato em que ocorre uma mudança de comportamento no
espectro do rolamento. Se repararmos o espectro da medição feita logo após a
intervenção podemos perceber que a mesma foi feita no momento certo.
4. Acoplamento desalinhado
O espectro mostrado a seguir ilustra claramente um caso de desalinhamento
angular do acoplamento. A tubulação da bomba forçava a mesma em sentido
transversal ao seu eixo, provocando o desalinhamento. A vibração é alta em uma e
duas vezes a rotação, sendo que a segunda harmônica alcança uma amplitude de
quase o triplo da fundamental. Isso sugere um alto desalinhamento.
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Frequency in Hz
2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL
0 1000 2000 3000 4000
0
1.0
2.0
3.0Max Amp 3.62
29-JUN-98
06-JUL-98
22-JUL-98
19-AUG-98
01-OCT-98
07-DEC-98
23-DEC-98
Oiti Gomes de Paiva
27
Após a emissão do laudo o acoplamento foi alinhado e obteve-se o espectro
abaixo. Podemos notar que a componente de segunda ordem foi eliminada, e a
vibração na rotação da máquina que era de 4,6 mm/s caiu para 2,5 mm/s, nível tido
como normal para este equipamento.
2 - BOMBA ÁGUA SELAGEM025-OBO18B-1 A MOTOR LOA AXIAL
Route Spectrum 02-SEP-97 09:03
OVRALL= 12.76 V-DG RMS = 12.68 CARGA = 100.0 RPM = 1802. RPS = 30.03
0 100 200 300 400 500 600 700
0
2
4
6
8
10
12
14
16
Frequency in Hz
RMS
Velo
city
in m
m/S
ec
Freq: Ordr: Spec:
30.03 1.000 4.665
2 - BOMBA ÁGUA SELAGEM025-OBO18B-1 A MOTOR LOA AXIAL
Route Spectrum 24-SEP-97 15:10
OVRALL= 2.62 V-DG RMS = 2.62 CARGA = 100.0 RPM = 1780. RPS = 29.67
0 100 200 300 400 500 600 700
0
0.3
0.6
0.9
1.2
1.5
1.8
2.1
2.4
2.7
3.0
3.3
Frequency in Hz
RMS
Velo
city
in m
m/S
ec
Freq: Ordr: Spec:
29.45 .993 2.532
Oiti Gomes de Paiva
28
5. Folga de base
Bases trincadas, parafusos soltos ou quebrados geram vibrações com um
grande número de pivos harmônicos devido aos impactos que ocorrem em presença
de folgas mecânicas. O espectro abaixo é de uma bomba com a base quebrada.
Por mais evidentes que sejam os defeitos identificados através da análise de
vibrações, um diagnóstico preciso e no momento certo depende muito de uma série
de fatores que somados levam a uma maior probabilidade de acertos. O analista deve
além de ser bem treinado, conhecer bem o equipamento e os mecanismos de desgaste
do mesmo. Profissionais do ramo são unânimes em dizer que uma avaliação no local
é fundamental para a emissão de um laudo correto. É preciso ser bastante acurado na
avaliação das condições físicas e estruturais do equipamento, fazer várias medições
cobrindo diversas faixas de frequência. A falta de qualquer uma destas etapas pode
levar a um diagnóstico precipitado ou a um erro de avaliação das condições da
máquina.
2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO225-OBO15D-3 V BOMBA LA VERTICAL
Route Spectrum 11-JUN-98 09:09:04
OVRALL= 6.31 V-DG RMS = 6.16 CARGA = 100.0 RPM = 1790. RPS = 29.84
0 200 400 600 800 1000 1200
0
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
3.0
3.5
4.0
4.5
Frequency in Hz
RM
S Ve
loci
ty in
mm
/Sec
Freq: Ordr: Spec:
30.00 1.005 3.200
Oiti Gomes de Paiva
29
XVI. Determinação dos Pontos de Medição
Para se coletar os dados de vibração em máquinas é necessário uma boa
definição dos pontos de coleta. Feito isso, devemos coletar os dados sempre no
mesmo ponto, garantindo assim que o sinal possa ser sempre referenciado ao sinal
tido como assinatura de vibração naquele ponto. Devemos procurar sempre os pontos
mais próximos aos rolamentos para obtermos a melhor resposta dos mesmos. Feito
isso, coletamos o sinal nas direções radiais (vertical e horizontal) e na direção axial,
pois um mancal de rolamento muitas vezes está sujeito à ação de forças cujas
resultantes podem ser mais evidentes em sentidos radiais ou axiais.
A figura abaixo mostra os pontos ideais para coletar dados em um conjunto
motor-bomba:
Oiti Gomes de Paiva
30
XVII. Conceito de Parâmetros e Bandas de Energia
Como já vimos, as vibrações características de uma máquina, assim como as
vibrações referentes a defeitos de seus componentes acontecem em faixas de
frequências conhecidas ou que podem ser calculadas.
Afim de que possamos avaliar a performance de uma máquina segundo todas
as variáveis responsáveis pelo seu nível de vibração é bom que tenhamos conosco o
seguinte conceito:
Cada tipo de defeito que pode acontecer em uma máquina gera vibrações em
uma determinada faixa de frequência, podendo ser reconhecido, isolado e avaliado
estudando-se a variação de energia dentro desta faixa. Se dividirmos o espectro em
bandas de energia, é possível acompanharmos a evolução em separado de cada tipo
de defeito fazendo avaliação da energia contida nesta banda. Este procedimento nos
permite levantar a curva de tendências por banda. O software usado na mrn permite
dividir o espectro em até 12 bandas de energia. A cada uma destas bandas atribuímos
valores limites de alerta e de falha, conforme a natureza da vibração e a frequência
em que ocorre. Nas baixas frequências a máquina tolera níveis mais altos de vibração,
por isso os limites de tolerância são mais altos. É fácil compreender que a energia
liberada por uma vibração de 4 mm/s em 30 Hz é muito inferior à energia liberada
por essa mesma vibração em 500 Hz.
Resumindo: para um melhor entendimento do que está acontecendo com a
máquina podemos “fatiar” o espectro em até 12 bandas de energia. A cada uma destas
bandas atribuímos parâmetros (que definem a largura da banda conforme a
informação que queremos isolar) e limites (que definem as amplitudes máximas para
que determinado parâmetro entre em alerta ou risco).
Oiti Gomes de Paiva
31
Oiti Gomes de Paiva
32
DIAGNÓSTICO PARA IDENTIFICAÇÃO DAS VIBRAÇÕESCAUSAS PLANO DOMINANTE FREQUÊNCIA FASE AMPLITUDE OBSERVAÇÕES
Desbalanceamento de massa Radial - Axial 1 x RPM Marca única Estável Mais importantes emmais elevadas rotações
excentricidade Radial 1 x RPM Marca única Estável Equilibrar conformedesbalanceamento ou substituição
eixo torto Grande na direção axial 50%radial 1 x RPM Única, dupla ou
tripla Estável2 RPM se oencurvamento for noacoplamento
Desalinhamento paralelo ( eixo ) Radial 1 e 2 x RPM Única, dupla ou
tripla EstávelA maioria dos desalinhamentos deuma combinação do paralelo com oangular
Desalinhamento angular (eixo ) Axial 1 e 2 x RPM Única, dupla outripla Estável
Sempre se detecta pelo aparecimentode uma grande vibração axial de 1/2até 1.1/2 da vib. Radial
Desalinhamento paralelo eangular ( eixo) Radial - Axial 1 e 2 x RPM Única, dupla ou
tripla Estável
Rolamento com defeitoRadial e Axial (nos
rolamentos cônicos deencosto )
Alta freqüência irregular Aumenta com adegradação
mal tensionamento em correiasde acionamento desgaste, etc. Radial 1,2,3 e 4 x RPM da
correia irregular Irregularpulsátil
Verificar comestroboscópio
Desalinhamento das polias oucorreias Axial grande 1 x RPM Marca única Estável
Ressonância da correia Radial Não há relação entre aFC e Frpm Marca única Estável
Falta de firmeza mecânica.Parafusos de base frouxos, etc. Radial 2 x RPM
2 marcas de ref.Ligeiramente
irregularEstável
Geralmenteacompanhada de maurendimento
Oiti Gomes de PaivaDIAGNÓTICO PARA IDENTIFICAÇÃO DAS VIBRAÇÕES
CAUSAS PLANO DOMINANTE FREQUÊNCIA FASE AMPLITUDE OBSERVAÇÕES
Desgaste em mancais debuchas Radial
Sub-harmônico no inicioaumenta com o desgaste
alta freqüênciairregular Aumenta com a
degradaçãoMancal avariado é geralmente o que seencontra mais perto do ponto em que a
freqüência das vibrações é mais alta
Forças aerodinâmicas ehidráulicas Radial na direção da descarga N.º de pás x RPM _ Flutuante Pás, palhetas, rotores tirantes,
vibrações oriundas da operação
Cavitação Radial e Axial Alta freqüência _ FlutuanteDeve se verificar o ruído
anormal o/ouaquecimento
Mau engrenamento,acabamento ruim oupittings nos dentes
Radial p/ dentes retos e axialp/ dentes helicoidais ou
contato angular
Alta freqüência N.ºdentes X RPM
Varia com a carga,
urbilhonamento dofluido Radial 40 à 45% da RPM +
harmônicas
Falta de redondez dorotor Radial 1 x RPM
Rotor excêntrico Radial 1 RPM + 1 x ou 2 xfreq. da linha
Barra defeituosa Radial 1 RPM
Problema no rotor curtoe aquecimento Radial eventualmente axial 2 x f
interior do estatorelíptico Radial 1 x RPM
Rotor com lâminassoltas Radial 60 RPM
Voltagem da linhabalanceada Radial 2 x f
VIBRAÇÕES INDUZIDAS ELETRICAMENTE ( DESAPARECEM QU
33
_ velocidade e erro detransmissão
Acabamentos ruins podem gerar 2 xRPM das engrenagens
_ Estável
_
_ Ás vezesflutuante
Apresentará flutuação em amplitude sehouver problemas mecânicos (
desbalanceamento )
_ Pulsátilromper as conexões da barra, atirar umafase com baixa voltagem e fazer girar o
rotor com a mão. Uma variação rápida nacorrente indicará que a barra rompeu-se
_ Estacionária
_ Pulsátil
_ Fortementeestacionária
usualmente o problema édestrutivo
_
ANDO SE DESLIGA A CORRENTE )
Baixa eestacionária
Às vezesflutuante
Oiti Gomes de Paiva
34
Referências:
• Manutenção Preditiva por Análise de Vibrações - VITEK
• Análise e Medidas de Vibrações em Máquinas - FUPAI
• Curso Avançado em Análise de Vibrações - FUPAI
Oiti Gomes de paiva09.03.2000