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SNPTEE SEMINÁRIO NACIONAL DE PRODUÇÃO E TRANSMISSÃO DE ENERGIA ELÉTRICA

GGH 0614 a 17 Outubro de 2007

Rio de Janeiro - RJ

GRUPO I

GRUPO DE ESTUDO DE GERAÇÃO HIDRÁULICA – GGH

CERTIFICAÇÃO DE MÁQUINAS HIDROGERADORAS PARA OPERAÇÃO

Hans Poll Rafael Lopes

VOITH SIEMENS HYDRO POWER GENERATION

RESUMO Durante o comissionamento e execução de testes dinâmicos dos grupos hidrogeradores, as características do conjunto são verificadas e comparadas aos dados garantidos e às normas estabelecidas contratualmente. Com a aquisição dos dados dinâmicos de comissionamento a nova unidade a ser posta em operação ou unidade modernizada deverá ser certificada quanto a seus dados garantidos. É obrigação do fabricante emitir a certificação da máquina, a qual registre as suas características hidráulicas, mecânicas e elétricas, constituindo o primeiro diagnóstico da máquina. Considerando que as normas específicas não qualificam adequadamente os critérios de aceitação sugeridos e não abrangem os tópicos de interesse, além de não tratarem apropriadamente as diferenças intrínsecas entre dados obtidos em escala de modelo reduzido e no protótipo, discute-se e propõe-se aqui um conjunto de diretrizes para a certificação do funcionamento adequado da máquina geradora. Discute-se o fato das especificações técnicas disponíveis no mercado brasileiro conterem exigências e características frutos da experiência acumulada dos proponentes sem um padrão que seja normalizado. Muitas vezes, nestas especificações pretende-se garantir a estabilidade da máquina, bem como, a longevidade operacional de seus componentes através de algumas medidas, esquecendo-se de focar outras mais importantes. O foco deve ser colocado na medição dos efeitos na turbina protótipo e nos meios de atenuação dos mesmos, e não nas características hidráulicas específicas observadas em modelo reduzido, as quais conterão de qualquer modo diferenças decorrentes das limitações na transposição dos resultados, tais como, a interação do protótipo com o meio. Dados típicos sobre a dinâmica de linha de eixo e vibração de partes estáticas são discutidos para os diferentes tipos de turbina, e são apresentados os critérios que a indústria considera aceitáveis para diversas situações, tipos de projetos e componentes, e principalmente para situações em que normas nem sempre se aplicam. Finalmente, apresenta-se a importância de se focar nas condições transitórias e nas observações de fenômenos em altas freqüências, como condição para garantir que a máquina seja liberada á operação comercial. Este trabalho está embasado na longa experiência de projeto, instalação e comissionamento da Voith Siemens Hydro com a certificação de máquinas hidrogeradoras e abrange as recomendações que devem ser consideradas nas especificações, bem como, os recentes tópicos de lições aprendidas oriundas de 17 máquinas postas em operação no Brasil somente em 2006. PALAVRAS-CHAVE Características dinâmicas, flutuação de pressão, vibração, projeto, critérios de aceitação.

1.0 - INTRODUÇÃO Durante os primeiros testes do comissionamento com água de uma unidade geradora, cria-se sempre uma grande expectativa, pois pela primeira vez, as questões e decisões tomadas no projeto hidráulico, mecânico e elétrico serão respondidas e evidenciadas. Nestes testes de comissionamento, principalmente com verificação da máquina em vazio, sincronizada, e em diversos patamares de potência, o ciclo de engenharia se fecha e as características dinâmicas medidas passarão a ser conhecidas, devendo ser confrontadas com as características técnicas garantidas. Além dos aspectos contratuais, devem-se verificar também todas as condições necessárias à operação segura e adequada da unidade geradora. As características dinâmicas da máquina constituirão parte do registro de nascimento da unidade geradora e servirão como base de comparação com qualquer registro futuro, dando início ao banco de dados. Estes dados iniciais serão úteis durante todo o ciclo de manutenção da máquina, servindo de referencia para as eventuais ações corretivas e preventivas. A dinâmica da unidade geradora está centrada em uma relação de causa e efeito. Muitas vezes as especificações técnicas restringem muito mais as eventuais causas do que os efeitos. No entanto, certas causas não geram qualquer efeito e muitos efeitos podem ser provenientes de causas não preconizadas nas especificações. No ensaio de modelo focam-se questões relativas a limites de cavitação com base em observações visuais, e na estabilidade da máquina com base nas medições de pulsação de pressão e constatações do aspecto dos vórtices. Faz-se o melhor para antecipar e validar o melhor projeto hidráulico que atenda os parâmetros garantidos de potência, eficiência e cavitação, bem como, as condições operacionais necessárias na faixa de operação estabelecida. Entretanto na escala de protótipo a história poderá ser um pouco diferente, pois existe uma maior interação da máquina com o ambiente externo, e assim, a previsão de pulsação de pressão requer uma análise da resposta dinâmica do sistema incluindo túneis de adução, condutos, chaminés de equilíbrio. Sendo que a precisão de tal cálculo, dada à complexidade do sistema, poderá ficar prejudicada. Casos de ressonância no circuito hidráulico não são tão incomuns como, por exemplo, os reportados na central de GURI II na Venezuela [2]. Este tipo de caso pode ser previsto, se executarmos uma comparação das freqüências excitação das flutuações de pressão em cada ponto operacional com as freqüências naturais de cada um dos sistemas externos. A dinâmica do escoamento hidráulico pode ser afetada, o que se reflete em valores maiores para a flutuação de pressão. A interação da máquina com o circuito hidráulico, a interação com o gerador e rede elétrica e eventuais desvios no número de Froude são os principais responsáveis pelos desvios na similaridade das condições de estabilidade entre modelo e protótipo. Em condições extremamente favoráveis, a diferença nas amplitudes de pulsação de pressão ficará em uma faixa de tolerância de +/-30% e nas freqüências em uma faixa de +/-5%. As ondas de pressão geradas pelas máquinas hidráulicas se interagirão com os condutos à jusante e à montante, sendo que as amplitudes observadas na máquina estarão fortemente influenciadas pelas ondas estacionárias. Assim, a homologia entre modelo / protótipo para a flutuação de pressão é perdida quando existe interação dinâmica com o circuito hidráulico e/ou circuito elétrico o que na prática representa quase a totalidade dos casos. As pulsações de pressão medidas pelos sensores são os efeitos provocados pelo tipo de escoamento no rotor da turbina em um determinado ponto operacional. As freqüências das séries temporais medidas e correlacionadas com os dados de modelo, bem como observações visuais indicarão o tipo de fenômeno presente. Basicamente, em uma turbina Francis, o escoamento passa por uma situação de vórtices entre canais quase randômica (a) com diversas freqüências presentes para uma situação de vórtice cavitante bem definido (b) com freqüências dominantes para uma situação onde ainda existem vórtices invisíveis de pulsação baixa (c) perto do ponto nominal da máquina. Contudo, as questões em que se foca o trabalho aqui exposto são: O que são realmente os efeitos indesejáveis de tais pulsações? Se as interações com o meio externo sempre existem, desviando o valor previsto das pulsações de pressão, em quais variáveis que representam efeitos dinâmicos da mecânica da unidade devemos nos ater? É razoável garantir contratualmente valores de flutuação de pressão diante da interação inevitável com o meio externo e eventuais desvios do número de Froude? Para a certificação da entrada da máquina em operação, os efeitos sobre a dinâmica geral da máquina devem ser conhecidos e comparados aos níveis de aceitação estabelecidos. A pulsação de pressão gerará efeitos sobre as oscilações da linha de eixo, afetará a órbita do eixo, gerará emissão acústica no tubo de sucção, excitará os mancais, afetará a potência mecânica, as oscilações de torque no eixo e até o rotor. Apesar de ser causa para alguns destes efeitos não é uma condição suficiente para a certificação da máquina, pois não teremos ainda as indicações sobre vibrações induzidas no rotor ou nas travessas, por exemplo, que não estão ligadas às flutuações de pressão, mas que podem ser muito mais perigosas aumentando o tempo de parada de manutenção e reparo. Trata-se de causas que talvez não tenham sido, ou não puderam ser focadas no ensaio de modelo, causas que estão ligadas a questões de protótipo, como rigidez e freqüências naturais, mas que devem ser compreendidas através da medição de seus efeitos durante a certificação da máquina. A certificação para a operação passa por estas questões mostrando que o foco está na compreensão das causas, mas principalmente na verificação dos efeitos, bem como, na adoção de medidas que otimizem a operação da

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máquina garantindo longevidade do equipamento. Mostramos conclusões relacionando uma série de exemplos debatidos com a aplicação de ações corretivas.

2.0 - ESPECIFICAÇÕES TÉCNICAS A estabilidade hidráulica usualmente é verificada nos ensaios em modelo reduzido e também na turbina protótipo durante os testes de aceitação, prevalecendo os resultados obtidos nos ensaios de campo. Comumente, são definidos os seguintes parâmetros de estabilidade hidráulica: (a) Flutuação de pressão na caixa espiral e tubo de sucção e flutuação de potência; (b) Vibrações excessivas nos componentes rotativos e estacionários. Normalmente, no ensaio de modelo reduzido são medidas as flutuações de pressão na caixa espiral e no tubo de sucção, bem como, sua influência sobre o torque da turbina modelo. Essa verificação cobre toda a faixa de abertura das palhetas diretrizes, a faixa de quedas correspondente à especificada para o protótipo, e a faixa de valores do coeficiente de “Thoma” correspondente a toda a variação de níveis operacionais de jusante. Em alguns casos, verifica-se também a influência da admissão de ar na atenuação das variações de pressão e no comportamento do vórtice cavitante típico de cargas parciais e na região de baixa pressão próxima a entrada do tubo de sucção na condição de sobrecarga. Nos ensaios de campo, medem-se os valores de flutuações de pressão na caixa espiral e no tubo de sucção, utilizando os pontos de medição estabelecidos no modelo. Neste caso, verifica-se também a variação de potência para as condições operacionais disponíveis no momento dos ensaios. Usualmente, as especificações técnicas brasileiras estabelecem os limites máximos das amplitudes de flutuação pressão e de torque/potência (pico a pico) obtidos através da análise dos registros no domínio do tempo. Em alguns casos, definem-se duas das faixas de operacionais com seus respectivos limites de amplitude. No caso de vibração na unidade geradora, as especificações técnicas delimitam as amplitudes de vibrações horizontais e verticais conforme a norma ISO 7919-5. No entanto, devem-se discutidos alguns aspectos:

Definição incompleta e/ou incoerente com as normas aplicáveis - Em algumas especificações técnicas, não existe uma definição clara das partes da máquina que estão sujeitas ao requisito supracitado. Lembrando que a referida norma é aplicável somente a vibração do eixo da unidade geradora. A norma ISO 10816-5 trata da vibração das partes estáticas da unidade geradora, tais como, tampas e mancais; Impossibilidade de atendimento das especificações – Outras especificações definem que a máquina

deverá funcionar em todo o campo operacional dentro dos limites estabelecidos na classe de vibração “A” conforme a ISO 7919-5. No entanto, as vibrações de baixa freqüência ou oscilações no eixo da unidade geradora, são fenômenos inerentes a turbinas hidráulicas, em especial Francis, funcionando sob cargas parciais. Desta forma, em algumas situações, não é possível atender tal requisito em todo o campo operacional.

Cabe ressaltar que não existe um consenso entre as especificações técnicas especialmente no que tange a estabilidade hidráulica. Em muitos casos, observa-se que os requisitos especificados dependem muito mais da experiência acumulada pelo corpo técnico da concessória e/ou grupo de consultores do que propriamente dos critérios estabelecidos nos códigos específicos para tal fim.

3.0 - PROCEDIMENTO DE ENSAIO O procedimento para a certificação da máquina passa por quatro fases de testes com água. Na primeira fase, as características da máquina em rotação em vazio serão investigadas. Esta fase passa pela partida da máquina até a rotação nominal, passa pelos ajustes dos sensores e confiabilidade da medição bem como, por uma sincronização ainda sem elevação de potência. O objetivo desta fase é se verificar principalmente a estabilidade da máquina durante a seqüência de partida, uma vez que está ai a causa da redução da vida útil dos componentes e é neste ponto em que até eventuais problemas futuros podem ser detectados. A segunda fase da medição passa pelo transiente de tomada de carga. Esta excursão inicial da faixa de rotação nominal até a potência obtida com a abertura máxima do distribuidor mostrará, rapidamente, qual a variação possível dos parâmetros estudados. O foco da excursão inicial são as séries temporais, bem como, as amplitudes e a caracterização geral da unidade. A segunda fase pode eventualmente ser feita após a terceira fase. Na terceira fase são tomadas medições para diversas aberturas do distribuidor que correspondem a faixas de cerca de 3 a 5% da potência nominal da máquina. Nestes períodos de cerca de 3 minutos de duração serão registrados todos os parâmetros medidos em regime praticamente estacionário. O foco da medição é a obtenção dos espectros de freqüências para cada uma das aberturas. Ao final como uma quarta fase faz-se uma rejeição completa ou parcial para verificação da resposta transitória da unidade. A figura 1 mostra um exemplo de excursão completa para o ensaio de certificação proposto.

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Como o foco é a correlação entre causa e efeito, é importante ressaltar que o regulador deve ser colocado no modo de abertura constante, ou seja, regulando apenas velocidade e não potência. Para cada um dos patamares em regime permanente, pode-se executar testes com o intuito de verificar a influência de certos parâmetros sobre o comportamento da máquina. Por exemplo, para máquinas Francis, verifica-se o efeito de uma eventual aeração natural, inibindo a aeração nos 3 minutos iniciais e nos 3 minutos consecutivos permite-se a aeração natural. O mesmo procedimento pode ser utilizado nos testes com injeção direta de ar com compressores, obtendo-se automaticamente a resposta da máquina para cada patamar de abertura ou potência. Destacamos que os sensores de medição de pressão, especialmente no tubo de sucção devem ficar juntos à parede do mesmo, devem-se prever sempre dispositivos para sangramento, evitando a aquisição de dados irreais. Além disto, observa-se que para cada mancal devem ser previstos dois proximetros à 0º e à 90º e 2 acelerômetros com capacidade de medição no sentido radial e axial dispostos firmemente sobre a caixa do mancal. A esta lista podem ser adicionados proximetros para medição do empuxo axial na região da cruzeta, sensores de temperatura e proximidade no mancal escora e ainda extensômetros, se o foco for o diagnóstico completo de componentes girantes ou estacionários submersos na água [1].

FIGURA 1 - Excursão típica de testes

4.0 - DINÂMICA DO PROTÓTIPO Conforme já citado, a dinâmica do protótipo pode ser analisada com base nos resultados obtidos nas excursões de potência e nas investigações em regime permanente. Os ciclos de partida e parada de máquina, não obstantes, fornecem dados extremamente ricos e necessários para detecção de eventuais anomalias no sistema. Aos dados relativos à medição de pressão no protótipo tipicamente é aplicado o mesmo procedimento de análise usado nos dados obtidos no modelo, ou seja, é utilizada a técnica das amplitudes características e o desvio padrão. A comparação do desvio padrão com a estimativa da amplitude do sinal no domínio da freqüência dá uma indicação das flutuações aleatórias superimpostas ao sinal periódico, enquanto que a amplitude característica mostra os valores absolutos das flutuações. Análises no domínio da freqüência são feitas através de transformadas de Fourier com o uso de janelas do tipo Hanning. Também é possível se executar uma análise no domínio da freqüência em sinais durante um regime transitório usando-se segmentos de arquivo obtidos com altas taxas de aquisição para se observar a variação das freqüências. 4.1 Partidas e Paradas Na partida, a inércia total do conjunto girante é vencida. Esta fase submete os elementos transmissores de torque como o rotor da turbina a uma dinâmica muito severa, principalmente em se tratando de rotores de pás fixas como Francis e de fluxo misto. As tensões em um rotor Francis partirão de uma condição de repouso para os valores próximos aos máximos em compressão e em tração nos pontos de junção da pá com coroa e cubo. O rotor tenderá, em primeiro instante a girar, enquanto que todas as partes ficam paradas solicitando os eixos da máquina. Entretanto não é somente a excursão do repouso a valores próximos dos máximos, mas sim a o comportamento dinâmico das tensões durante estes ciclos que são o foco da análise. Se as tensões não são medidas diretamente em uma determinada máquina, pelo menos deveriam ter sido medidas pelo fabricante em

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algum rotor da mesma família. De posse destes dados e de correlações com resultados provenientes das acelerações nos tubos de sucção, e principalmente no mancal guia da turbina, pode-se avaliar a situação do rotor da turbina e de travessas. Esta análise é necessária para garantir que as partes sob ação do escoamento como travessas e pás de rotores não trinquem exigindo paradas prolongadas. Os aspectos das tensões geradas em ciclos de partida de uma máquina na região da aresta de saída com coroa são exemplificados na figura 2.

FIGURA 2 - Tensões em ciclos de partida nas pás de rotor Francis. Efeitos da injeção de ar nas tensões de pás. Existem medidas para acomodar as tensões ou a dinâmica destas tensões caso sejam observadas em escala de protótipo. A injeção de ar na região entre pás de turbina e palhetas tem a característica de amortecer as excitações hidráulicas e ainda de desconectar eventualmente situações ressonantes. A figura 2 mostra o efeito de injeção de ar sobre uma pá de rotor de turbina que teve suas amplitudes de tensão amplificadas devido à proximidade de freqüências de excitação e às freqüências naturais. Estes fenômenos podem ser danosos, pois se tratam de freqüências altas diferentes das observadas por ação dos vórtices centrais gerados no tubo de sucção. A utilização de partidas celerométricas especialmente acertadas para uma máquina também é um procedimento que minimiza significativamente (70 a 80%) os efeitos dinâmicos sobre o rotor. 4.2 - Oscilações de Eixo, Vibrações e Pulsação de Pressão - Efeitos de Baixa Freqüência. Para liberar uma máquina para operação comercial as vibrações do conjunto girante devem ser analisadas e confrontadas com as normas de aceitação. Basicamente a norma ISO10816-5 é usada para confrontar os dados de vibração nas partes estáticas e a norma ISO 7919-5 é usada para confrontar os dados relativos à oscilação de eixo da máquina. A figura 3 mostra resultados de oscilação de eixo e de vibração coletados de três turbinas tipo Francis. São três hidráulicas de famílias distintas projetadas para garantir um campo operacional a partir de 50-60% de potência. Mesmo para hidráulicas de uma mesma família serão as interações com circuito hidráulico e elétrico que acabarão por determinar principalmente as amplitudes de vibração e o comportamento final da unidade geradora. Entretanto pelas curvas selecionadas através de uma adequada caracterização, obtém-se uma representação típica, tanto para os valores de vibração quanto para os valores de oscilação de eixo. Tais curvas, respectivamente, são mostradas em preto tracejado e continuo na figura 3 e caracterizam o tipo de comportamento das máquinas Francis escolhidas. Esta caracterização está intimamente ligada ao tipo de fenômeno hidráulico, presente no tubo de sucção e pode ser dividida no mínimo em quatro fases distintas. A própria órbita do eixo da máquina espelha as fases conforme mostrado na referida figura. Na primeira fase estão presentes vórtices entre canais, tentando-se combinar em uma central e em uma estrutura bem caótica. A máquina está submetida a excitações em uma série de freqüências, gerando uma órbita de eixo bem aleatória, onde 70% até da folga de mancal pode ser explorada. Em uma segunda fase, e, principalmente em uma terceira fase a unidade fica sob forte influência das freqüências dominantes do vórtice central. Os fenômenos mais desordenados típicos de pequenas aberturas de distribuidor desaparecem, dando origem a uma excitação mais definida, a qual possui energia suficiente para provocar um movimento de precessão na órbita da máquina. Nesta situação a máquina explorará a maior parte da folga do mancal, o que pode ser aceito se a temperatura do óleo não ultrapassar os limites aceitáveis. Conforme comentado, os valores absolutos são funções das interações e da forma construtiva da máquina, no entanto a tendência é mantida. Após esta fase, o efeito desta excitação em baixa freqüência se abrandará com o desaparecimento da trança e dando chance a excitações de freqüências um pouco mais altas, como as de passagem de palhetas e passagem de pás. Nestas condições, o eixo terá movimentos homogêneos praticamente em volta de seu centro como mostrado na quarta fase. A figura 4 mostra a mesma análise feita a partir de duas usinas Kaplan. Neste caso, os picos de oscilação se encontram entre as faixas de 20 e 30% de potência e as órbitas assumem elipses sem movimentos de precessão como os registrados em algumas fases em turbinas tipo Francis. Além disto, nas fases de altas potências existe

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uma tendência de aumento das oscilações do eixo. Os valores de vibração nos mancais da turbina ficam praticamente constantes a níveis bem baixos nas unidades usadas para esta caracterização.

FIGURA 3 - Oscilação de Eixo e Vibração no mancal Guia da Turbina Francis

FIGURA 4 - Oscilação de Eixo e Vibração no mancal Guia da Turbina Kaplan

A oscilação de eixo é basicamente um reflexo direto do tipo de escoamento no tubo de sucção. As vibrações no mancal refletem os efeitos mecânicos dos impulsos provocados pelo eixo nas mesmas freqüências dos fenômenos hidráulicos no rotor e tubo de sucção que o excitam. A característica da vibração na ausência de ressonâncias praticamente fica constante e pode ser comparada à norma diretamente. A oscilação de eixo pela sua natureza quando comparada a norma ISO 7919-5 passará pelas classes C, B e A de acordo com seu ponto operacional, o que é aceitável. Mas o importante é se garantir que no campo operacional de trabalho da turbina se tenham oscilações dentro das classes B ou A. Fora deste campo desde que não sejam registrados aumentos de temperatura do óleo de refrigeração classes maiores são aceitáveis e compreensíveis. O balanceamento de unidades passa pela primeira aquisição destas curvas para todos os pontos operacionais. A análise de freqüências, identificando as componentes na freqüência de rotação e harmônicas correspondentes, possibilitará a inclusão de pesos de balanceamento, cujo efeito será uma translação na curva sentida principalmente nas faixas no campo operacional de trabalho. Dentro deste principio, uma máquina pode ser liberada á operação. Os valores de pulsação de pressão do protótipo poderão ter variações com relação aos valores de modelo reduzido em virtude dos aspectos descritos, mas se respeitadas às características mecânicas adequadas não existindo nenhum efeito prejudicial poderão ser aceitos valores de pulsação superiores. Reduzir os valores de pulsação de pressão em modelo reduzido pode ser feito por injeção forçada de ar pelo eixo central. No protótipo usualmente uma válvula de aeração faz esta função, entretanto de uma maneira sutilmente diferente. Esta válvula é particularmente importante para liberar a entrada de ar junto ao vórtice e evitar choques de alta energia da trança no tubo de sucção, inclusive em seções inferiores. Estes choques podem ser poderosos tendo sido observada a capacidade de fazer vibrar toda a estrutura civil de uma casa de força em alguns casos. Este tipo de ocorrência advém das interações supracitadas e a simples liberação de ar no ciclo de sucção do vórtice central elimina este tipo de ocorrência suavizando a operação da máquina. Mas mesmo com a presença de uma válvula de aeração podem ainda ocorrer diferenças com os valores de pulsação de pressão medidos em escala de protótipo quando comparados com os valores obtidos em modelo reduzido com injeção de ar e a eliminação destas diferenças pode confrontar própria física do protótipo. A figura 5 mostra em seu lado esquerdo curvas de oscilação de pressão e curvas de vibração no mancal da turbina e do seu lado direito as mesmas curvas de oscilação de pressão e as curvas de vibração na porta do tubo de sucção. Se existir a necessidade ou o desejo de se otimizar e abrandar as vibrações em mancais pode-se

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injetar ar em alguns locais determinados como entre palhetas na tampa e no aro de saída. Na comparação dos gráficos a curva vermelha mostra as acelerações no tubo de sucção sem qualquer injeção de ar e a curva roxa mostra o comportamento quando da injeção de ar. Nitidamente as injeções de ar têm efeito sobre as vibrações sentidas pela máquina, mas não modificam em nada as curvas de oscilação de pressão. Estas somente sofrem alguma alteração se forem, por exemplo, instaladas ripas transversais no tubo de sucção. Tais elementos têm a propriedade de alterar e quebrar ainda que parcialmente a trança, permitindo uma redução nos valores de pulsação de pressão. É de se notar que tais medidas de injeção de ar usadas em turbinas Francis não têm reflexo significativo para as oscilações de eixo.

FIGURA 5 - Oscilação de Eixo e Vibração no mancal Guia de Turbina Francis

Em turbinas tipo Kaplan, esta otimização sobre os valores de vibrações ocorre através de uma modificação da conjugação das curvas de abertura de distribuidor e da pá da turbina. A curva “on cam” obtida no modelo reduzido através da priorização do rendimento da máquina quando aplicada ao protótipo nem sempre tem um comportamento ótimo quando em baixas cargas de potência. Uma otimização das curvas permite se reduzir tanto a vibração estática nos mancais quando também a oscilação de eixo. Isto ocorre porque a modificação na conjugação tem a propriedade de modificar diretamente o tipo de escoamento na máquina afetando causa e efeito diretamente. Esta opção difere da usada em rotores Francis uma vez que nestes se amortece o fenômeno hidráulico ao invés de se alterá-lo diretamente. Durante a certificação de uma unidade Kaplan as opções de otimização de vibração e fluxo por conjugação devem ser exploradas.

FIGURA 6 – Otimização de Vibração em Máquinas Kaplan FIGURA 7 - Extensômetro x aceleração axial

4.3 - Ressonância de Pás - Efeitos de Alta Freqüência Os fenômenos em baixas freqüências, até algumas vezes a rotação da máquina, podem ser amenizados pelas técnicas descritas acima e devem ser cuidadosamente medidos. No entanto, tais fenômenos, cujos efeitos, muitas vezes estão restringidos nas especificações técnicas não são críticos quando se quer garantir a confiabilidade de operação dos rotores, em especial, rotores de pás fixas como os Francis. A vida útil do rotor, especificamente das regiões de solda, não será degradada significativamente devido às excitações de freqüência mais baixa como as provocadas pelas pulsações de pressão. São as possíveis excitações em alta freqüência que podem ser danosas ao rotor e a certificação de uma máquina à operação deve investigar este tipo de ocorrência em todo o campo operacional. As excitações em alta freqüência serão provocadas pela trilha de vórtices nas pás, que por sua vez estarão sempre presentes. Mas se esta trilha de vórtices possuir a energia suficiente para excitar um dos modos naturais do rotor ocorrerá uma amplificação de tensão nos entroncamentos da pá com cubo e coroa. Uma medição direta

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das tensões é onerosa, devido à instalação da instrumentação necessária, tais como, passagem de cabos e posicionamento de extensômetros nas pás. Contudo, uma medição indireta permite se verificar, após análise cuidadosa de dados, a ocorrência ou não destes fenômenos. A medição indireta pode ser feita através do uso de acelerômetros no tubo de sucção e, principalmente, na direção axial do mancal da turbina. Assim, este procedimento deve ser incluído nos testes para certificação de máquinas. A figura 7 mostra a correlação entre as freqüências de excitação dominante em um extensômetro colocado na pá da turbina e a resposta do acelerômetro axial no mancal da turbina. As excitações desta ordem são refletidas axialmente permitindo-se medições passíveis de serem incluídas em um ensaio de certificação. Aqui também para toda a faixa de excursão deve ser verificada a resposta do sistema estático em alta freqüência. A ocorrência de freqüências dominantes em alta freqüência registradas concomitantemente nestes dois sensores dará a indicação de que as pás do rotor poderão estar em ressonância reduzindo assim vida útil em suas soldas. É um tipo de registro e cuidado necessário para se certificar que uma máquina pode entrar em operação. A falta de cuidado com este item, cujo efeito é inclusive simples de ser eliminado, faz com que ocorram trincas rápidas em diversas pás já nas primeiras 1000 horas de operação.

5.0 - CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES As especificações no Brasil no quesito de estabilidade e garantia operacional tem requisitado cuidados especiais com algumas situações e restringido valores, inclusive com a imputação de multas, que são fruto das experiências sempre válidas dos proponentes, mas sem um padrão. As especificações tentam de diversas maneiras focar e restringir pulsação de pressão a partir da experiência adquirida dos valores em modelos reduzido que não são perfeitamente reproduzíveis em protótipo não se focando efeitos mais críticos como a vibração nas partes estáticas, a eliminação de ressonâncias e as possíveis amplificações de tensão no rotor da turbina. Estes últimos são causadores de paradas de máquina mais prolongadas, principalmente, se reparos a base de solda forem necessários. Assim sendo, este trabalho além de propor o início de uma discussão sobre as exigências constantes nas especificações, mostra que tipos de medições e de análise devem ser feitas para realmente garantir que a unidade entre em operação de modo seguro. Por fim, recomenda-se que tanto as exigências quanto os testes, bem como, a análise dos resultados sejam normalizados. Somando apenas as experiências válidas de fabricantes e empresas de geração e criando um padrão adequado para a certificação final de máquinas. Sugere-se que uma instituição como a ABNT crie uma norma brasileira que represente a experiência de um país que tem uma malha de hidrogeração que representa mais de 90% de sua matriz energética.

6.0 - REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS (1) POLL, H.G., ZANUTTO, J.C., PONGE-FERREIRA, “Diagnóstico Dinâmico de Máquinas Francis“, XVIII

SNPTEE, Curitiba, Brasil, 2005. (2) ARZOLA,F.,AZUAJE,C.,ZAMBRANO,P.,GULBRANSEN,G., “Undesired Power Oscilations at High Load in

Large Francis Turbines. Experimental Study & Solution“, Proceedings of 23rd IAHR Symposium - Section of Hydraulic Machinery and Systems, Yokohama, Japan, F116, 2006.

(3) FISHER, R.K, SEIDEL, U.,GROSSE, G., GFELLER, W., KLINGER, R., “Case Study in Resonant Hydroelastic Vibration: The Causes of Runner Cracks and the Solutions Implemented for the Xiaolangdi Hydroelectric Project”, Proceedings of XXIst IAHR Symposium – Section of Hydraulic Machinery and Systems, Vol II, Lausanne, Switzerland, pp. 895-906 ,2002.

(4) DUBAS, M. Über die Erregung infolge der Periodizität von Turbomaschinen. Ingenieur-Archiv. v.54, 1984, p.413-426.

(5) IEC 60041, edição 1991. (6) IEC 60193, edição 1999.

7.0 - DADOS BIOGRÁFICOS Hans Günther Poll Nascido em São Paulo em 17 de setembro de 1968 Doutorado (1999): EPUSP: Mestrado (1993): EPUSP Graduação (1990) em Engenharia Mecânica: EPUSP. Graduação em Ciências da Computação: Fatec-UNESP. Empresa: Voith Siemens Hydro Power Generation Ltda desde 1989. Gerente Geral de Engenharia de Produto. Rafael Acedo Lopes Nascido em São Paulo em 01 de julho de 1974 Mestrado (2005): EPUSP: Graduação (1997) em Engenharia Mecânica: EPUSP. Empresa: Voith Siemens Hydro Power Generation Ltda desde 1998. Engenheiro Mecânico Sênior.