ruído e vibração em redutores

POWER & MOTION DO BRASIL LTDA. G.Y.R. Com. de Peças e Eq. Ind. Ltda. PTI – POWER TRANSMISSIONS INDUSTRIES Av. João B. S. de Queiroz Jr, 436 – sala 2 – Jd. das Industrias Rua José Martins Coelho, 300 Interlagos – São Paulo – SP São José dos Campos- SP - Fone: (12) 3029 0187

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Ruído e Vibração em Redutores – Estudo e prática nas Análises Vibracionais

Augusto Canella Andrade Só Supervisor Técnico – Confiabilidade de Planta Power&Motion do Brasil www.powermotion.com.br José Carlos Brun Assistente Técnico – SAC PTI Power Transmission Industries www.pticorp.com.br Maurício Coronado Consultor Técnico – GYR Consultoria G.Y.R. Comércio de Peças e Equipamentos Industriais Ltda. www.gyr.com.br

07 de maio de 2010



Índice Sumário ................................................................................................. 3 Introdução............................................................................................. 4 Objetivo................................................................................................. 5 Causa de Ruído e Vibrações .................................................................. 6

1.1 Possíveis Causas de ruído....................................................................................... 6 Detalhes das engrenagens involutas.......................................................................... 7 1.2. O CONCEITO DE ERRO DE TRANSMISSÃO- (T.E)...................................... 8 1.3.-Respostas Internas ............................................................................................... 12 1.4.- Respostas Externas............................................................................................. 13 1.5.- Visão Geral......................................................................................................... 13 1.6.- Associando Ruído com Erro de Transmissão .................................................... 13

ONDE MEDIR, COMO MEDIR AS VIBRAÇÕES...................................... 15 Instrumentação e Softwares:....................................................................................... 15

Transdutores: .......................................................................................................... 15 Mancais de Rolamentos.............................................................................................. 16 Mancais Hidrodinâmicos............................................................................................ 16 Medição vibrações em eixos....................................................................................... 17 Medição vibrações em carcaça ................................................................................... 18 CUIDADOS NA ESCOLHA DO PONTO DE MEDIÇÃO ...................................... 18 Configuração da coleta de vibração............................................................................ 20

CUIDADOS COM BAIXA ROTAÇÃO, ONDE E COMO MEDIR POR FORMA DE ONDA.............................................................................................. 24 LIMITES DE VIBRAÇÃO SEGUNDO NORMAS....................................... 26

Norma ANSI-AGMA 6000-B96 ................................................................................ 26 NORMA ISO 8579..................................................................................................... 29

Nível Global ........................................................................................................... 29 Classificação Mara medição de deslocamento de eixos......................................... 30 Classificação de medições de carcaça .................................................................... 30 Classificação Subjetiva........................................................................................... 31

CASOS PRÁTICOS DE DIAGNÓSTICOS................................................ 32 Caso 01: Defeito de Runout: ...................................................................................... 32 Caso 02: Ressonância de Carcaça ............................................................................. 35

DESCRIÇÃO DO EQUIPAMENTO:.................................................................... 35 Pontos de medição .................................................................................................. 35 ANÁLISE DE VIBRAÇÃO – 1º Teste .................................................................. 36 Análises dos Dados – 1º Teste................................................................................ 36 TESTES DE IMPACTO......................................................................................... 39 Ações Corretivas .................................................................................................... 42

2º Teste ....................................................................................................................... 43 Conclusão ............................................................................................................... 46



Sumário O trabalho apresentado possui o Intuito de Difundir um pouco das informações e experiências adquiridas pela área de Confiabilidade de Planta da Power&Motion, SAC da PTI-Falk e GYR (consultoria técnica) nos trabalhos que vêm sendo realizados em campo através de técnicas de inspeção por análise de vibração em redutores de velocidade. Será explicado neste a teoria de erro de transmissão em engrenagens que são as principais causas de ruídos e vibrações em engrenagens, tanto em engrenagens defeituosas como em engrenagens em perfeito estado. Forneceremos aqui informações sobre as principais causas de Ruído e Vibrações em redutores de velocidade, indicando os cuidados na definição de pontos de coleta de vibrações de carcaça e coleta de vibrações de eixos, indicando os cuidados necessários para uma boa coleta de dados com a qualidade mínima necessária para uma boa avaliação dos mesmos. Um Redutor de Velocidades é uma máquina específica com suas características próprias que, na maioria das vezes, quando aplicada a um equipamento acionado é avaliado nos mesmos parâmetros deste equipamento. Iremos apresentar aqui parâmetros específicos para redutores de velocidade, pois um equipamento complexo e específico como este possui e exige que se apliquem técnicas específicas e que se tomem certos cuidados particulares deste tipo de equipamento. Através de trabalhos realizados com êxito em campo, serão expostos neste alguns exemplos de analises e casos reais onde se aplicaram os conceitos aqui difundidos de maneira simples, mas muito aplicável a quaisquer redutores de velocidade.



Introdução A Power&Motion, empresa do Grupo Woodbrook, é responsável pela realização de serviços em redutores de velocidades e atendimento em campo de assistência técnica em Redutores de velocidade das marcas do Grupo ou não. Em 2007, o Grupo adquiriu ferramentas e conhecimentos na área de manutenção preditiva, uma vez que esta sempre esteve presente em seus serviços, seja em testes de aceitação ou acompanhamento de equipamentos no campo. Desde a criação da área de confiabilidade de planta, a Power&Motion através de investimento em conhecimentos e intensa experiência em campo, aliada à Engenharia das empresas do grupo, adquiriu grande conhecimento na área de análise de vibrações em redutores de velocidade. Estes conhecimentos vêm auxiliando a aprimorar nossas análises e a melhorar a confiabilidade de nossos produtos. Este trabalho aqui apresentado, tem como objetivo difundir parte destes conhecimentos, auxiliando e contribuindo para que mais pessoas posam realizar a avaliação de redutores de velocidade com critérios mais apurados e gerando assim laudos com maior confiabilidade. A PTI – Power Transmissions Industries também utilize-se de técnicas de análises de vibrações em inspeções e testes de fábrica ou no campo. O conhecimento e a experiência da assistência técnica e serviço de atendimento ao cliente – SAC, também foram de grande contribuição para a realização deste trabalho que ao longo dos anos, acompanha e avalia equipamentos de diversos tipos de aplicações e porte.



Objetivo Fornecer conceitos teóricos sobre fontes de vibrações em redutores de velocidade, parâmetros de coleta e avaliação de condições de engrenamentos, baseados em normas, materiais teóricos específicos, informações de engenharia de fabricantes e experiência de campo.



Causa de Ruído e Vibrações

1.1 Possíveis Causas de ruído Normalmente o ruído surge primeiro como vibração, sendo a variação de força que gera uma vibração entre os componentes, e é transmitida ao redor da estrutura. Somente quando a vibração excita as “paredes” (“tampas”) que o ruído é produzido. Dentro de uma caixa de engrenagens selada, normalmente, há altos níveis de ruído, mas isso geralmente não importa, já que as flutuações de pressão do ar não são fortes o suficiente para excitar o redutor de forma significativa. Há pequenos problemas na terminologia, porque uma oscilação dada em, por exemplo, 600 Hz é chamada de vibração enquanto ele ainda está dentro do aço(material), mas é chamado de ruído, logo que chega ao ar. Podemos imaginar as vibrações como as variações de força ou de movimento, porém, na realidade, ambos devem ocorrer em conjunto. Além disso, infelizmente, engenheiros, mecânicos e eletricistas, muitas vezes falam sobre o "ruído" quando querem dizer que as vibrações de fundo aleatório ou tensões, que não são o sinal de interesse. Assim podemos encontrar por vezes, algo que está sendo descrito como a relação do sinal do ruído (audível) como ruído. Em geral é possível reduzir o ruído das engrenagens : a.- Reduzindo a excitação dos dentes das engrenagens. Normalmente, para qualquer sistema, menor amplitude (ruído) na entrada consequentemente menor (ruído) na saída ,sendo que para sistemas não lineares isto não é necessariamente verdadeiro. b.- Reduzindo a transmissão dinâmica da vibração dos dentes das engrenagens para as “paredes” da caixa de engrenagens e para fora delas. c.- Absorvendo o ruído após ter sido gerado, ou isolando todo o sistema (numa caixa à prova de som). d.- Usando um anti-ruído para cancelar o ruído numa posição ou numero limitado de posições. Ou ainda utilizar métodos eficazes de isoladores de vibração que dissipam o ruído. As abordagens “c” e “d” são de custos elevados e tendem a ser deixadas de lado e neste artigo se concentram nos itens “a” e “b” que se mostram mais importantes no ponto de vista econômico. Engenheiros de desenvolvimento, por vezes, tem realizado trabalhos iniciais de freqüências de ressonância de engrenagens ou das tampas, ou irradiação do som nas estruturas (b) de modo que se torna mais importante a redução da transmissão da vibração dos dentes (a) nosso alvo principal. No entanto, é importante para determinar primeiro se (a) ou (b) é a causa principal do problema.



Uma possível causa do ruído numa caixa de engrenagens pode ocorrer quando excesso de óleo é aprisionado no caminho dos dentes. Se o óleo não escapar rapidamente através da folga (Backlash), ele vai ser expulso axialmente à força pela raiz do dente, e a freqüência do dente pode impactar no fim da parede da caixa de engrenagem. Este efeito é raro e não ocorre com dentes helicoidais ou lubrificação por névoa. A excitação é geralmente devido a uma força variável, quer em amplitude, direção ou posição como indicada na figura 1.1. O arco pode produzir uma excitação forte de vibração devido à força resultante variando em posição Fig. 1 C, como as áreas de contato se movem axialmente ao longo da linha de contato (pitch), de modo que este tipo de unidade é inerentemente mais ruidoso do que um design envolvente.

Fig. 1.1.-

A variação da direção da força de contato entre a engrenagem (Fig. 1.b) pode ocorrer com designes de engrenagens incomuns, mas, com engrenagens involutas, a variação de direção é só devido aos efeitos de atrito. O efeito é pequeno e pode ser negligenciado pois a pior variação é de + ou – 30. (graus), quando o coeficiente de atrito é de 0,05 com engrenagens de dentes retos, mas é insignificante com engrenagens helicoidais. Para engrenagem involuta é a variação da amplitude da força de contato que dá a excitação de vibração dominante. As propriedades inerentes da involuta dá uma força de direção constante e uma tolerância de variação de distância entre eixos, bem como, na teoria, uma relação de velocidade constante.

Detalhes das engrenagens involutas

No dente de uma engrenagem involuta, o ponto de contato começa mais próximo a uma engrenagem e, conforme ela gira, o ponto de contato se distancia dessa engrenagem e vai em direção à outra. Se tivesse de seguir o ponto de contato, ele descreveria uma linha reta que começa perto de uma engrenagem e termina próximo de outra. Isso significa que o raio do ponto de contato cresce conforme os dentes se encontram.



O diâmetro de afastamento é o diâmetro de contato. E já que o diâmetro de contato não é constante, o afastamento é a distância média de contato. Conforme os dentes começam a se unir, o dente superior da engrenagem entra em contato com o dente inferior dentro do afastamento. Mas repare que a parte do dente superior que entra em contato com o dente inferior ainda é muito pequena nesse ponto. Mas como as engrenagens continuam girando, o ponto de contato desliza para a parte mais espessa do dente superior. E isso empurra a engrenagem superior para frente, de forma a compensar o diâmetro de contato que ficou um pouco menor.

Fig 1.1.A

Conforme os dentes continuam a girar, o ponto de contato fica ainda mais distante, saindo do afastamento. No entanto, o perfil do dente inferior compensa esse movimento. O ponto de contato começa a deslizar sobre a parte mais fina do dente inferior, tirando um pouco de velocidade da engrenagem superior para compensar pelo aumento do diâmetro de contato. O resultado final é que mesmo com o ponto de contato mudando continuamente, a velocidade continua a mesma. O que faz com que uma engrenagem involuta produza uma relação constante de velocidade de rotação.

A fonte da variação da força na involuta é decorrente de uma variação do amortecimento da unidade, que também sofre uma combinação de pequenas variações da forma do dente e da deformação elástica dos dentes. Esta variação relativa no deslocamento entre as engrenagens atua através do sistema de resposta dinâmica para dar uma variação da força e resulta em vibração. Neste artigo trataremos principalmente com envolventes de engrenagens de eixos paralelos uma vez que este tipo de unidade domina a área de transmissão de energia, fundamentalmente as mesmas idéias são aplicáveis para outros tipos de unidades, tais como correntes, correias dentadas, chanfros, cônicos ou pinhões.

1.2. O CONCEITO DE ERRO DE TRANSMISSÃO- (T.E) O conceito fundamental de funcionamento de (involuta) engrenagens de dentes retos é mostrada na fig. 1,2 onde uma seqüência de contatos numa linha imaginária inicia na base do circulo de um (b-contact) que rola pela outra engrenagem (a-contact).



Qualquer ponto fixo na linha de contato gera um perfil evolvente por fora do dente na engrenagem 1 e mapeia ao mesmo tempo a uma envoltória em relação à engrenagem 2 (uma evolvente é definido como o caminho traçado por uma seqüência de contatos na linha de contato), ver fig 1.2-A. Essa seqüência teórica é a "linha de ação" ou da linha de pressão e dá a direção e posição da força normal entre os dentes da engrenagem. Claro que é uma seqüência bastante peculiar matemática que leva ao invés de puxar, mas isso não afeta a geometria.

Fig 1.2

Na literatura sobre geometria de engrenagem há uma enorme quantidade de jargões com muita discussão de diâmetros de “pitching”, os diâmetros de referência, o tamanho “addendum”, o tamanho “dedendum”, correções positivas e negativas (do raio de referência), a variação do ângulo de pressão, etc. , juntamente com uma série de regras enigmáticas sobre o que pode ou não ser feito.

Fig 1.2-A



Tudo isso é irrelevante, na medida em que o ruído é concebido (é a causa) e é importante lembrar que a envolvente é muito, muito simplesmente definida e jargão muito simplesmente especifica até que ponto distante da envoltória nós trabalhamos. Há, na realidade, apenas uma verdadeira dimensão de uma engrenagem de dentes retos e que é o raio do círculo primitivo e numero de dentes. Um círculo primitivo deve coincidir com o outro. É possível ter duas engrenagens com ângulo de pressão nominal ligeiramente diferente engrenando de forma satisfatória. Os únicos critérios relevantes são: (a) Ambas as engrenagens devem ser (quase) envolventes. (b) Antes de um par de dentes concluir o seu contato, o próximo par deve estar pronto para iniciar novo contato (relação de contato maior do que 1,00). (c) A base de contato (pitch) de ambas as engrenagens deve ser a mesma (exceto para o alívio da ponta) para que haja uma transição suave de um par para o próximo. (a base de contato de uma engrenagem é a distância de um flanco de dente ao próximo flanco do dente ao longo da linha de ação e de modo tangencial ao círculo base.) – Fig 1.2.B

Fig 1.2.B



Fig 1.2 C

Se as engrenagens fossem envolventes perfeitas, absolutamente rígidas e corretamente espaçadas, não haveria nenhuma vibração gerada quando engrenassem. Na prática, por uma serie de razões, isso não acontece, e a idéia de erro de transmissão (TE) passa a existir. A obra clássica sobre este assunto foi realizada por Gregory, Harris e Muro, no final dos anos 1950. Nós definimos T.E., imaginando que a engrenagem de entrada está sendo conduzida a uma velocidade angular absolutamente estável, e nós então esperamos que a engrenagem de saída gire a uma velocidade angular constante. Qualquer alteração a esta velocidade constante dá uma variação da posição "correta" de saída e este é o TE (Erro de Transmissão) que, posteriormente, irá gerar a vibração. Mais formalmente, "TE é a diferença entre a posição que o eixo de saída de uma unidade deveria ocupar se a unidade fosse perfeita e a atual posição de saída." Em termos práticos, nós tomamos posição angular sucessivas da entrada, calculamos onde a saída deveria ser, e subtraímos esta da posição de saída medida, para dar o "erro" na posição. As medições são feitas medindo deslocamentos angulares e assim as respostas aparecem inicialmente em unidades de segundos de arco. Para algumas grandes engrenagens é possível medir o erro de transmissão (TE) semi-estaticamente usando cabeçote divisor e teodolitos na entrada e saída e indexando o grau no tempo, mas é extremamente lento e trabalhoso. Os erros raramente são dados como ângulos, pois é muito mais informativo multiplicar o ângulo de erro (em radianos) pelo círculo primitivo para transformar o erro em deslocamento em mícrons. Há, infelizmente, alguma incerteza sobre se devemos multiplicar pelo raio do círculo primitivo para obter o movimento tangencial no raio de “pitch” (contato) ou multiplicar pelo raio do círculo base (raiz do dente) para começar o movimento ao longo da linha de pressão, ou seja, normal para a superfície envolvente. Ambas são legítimas, mas costumamos utilizar a mais antiga pois está ligado com a forma padrão de definição



de erros de contato e “hélice” entre os dentes. No entanto, do ponto de vista geométrico, para corresponder com as medidas de erro de perfil (que são normais para a envolvente), esta última é preferível. A grande vantagem de especificar T.E. como uma medida linear (tipicamente da ordem de 5 microns) é que todas as engrenagens, independentemente do tamanho do dente ou o diâmetro de contato “pitch”, têm os mesmos dimensionais de erro, logo, comparações são relativamente fáceis. Isto parece ridículo que um módulo de um mm numa engrenagem (25DP ) terá aproximadamente o mesmo erro de transmissão (TE) que um módulo de 25 mm numa outra engrenagem (1 DP) com a mesma qualidade, mas isto é surpreendentemente próximo ao que acontece na prática (o módulo é o diâmetro do círculo primitivo da engrenagem em milímetro dividido pelo número de dentes). Tendo definido ERRO de TRANSMISSÃO (T.E.) ficamos com uma imagem mental de uma linha seqüêncial variando de comprimento entre as superfícies dos dentes das engrenagens,sendo pequena mas enérgica, ao ponto de impor uma vibração relativa. Para a maioria dos ruídos somente o erro de transmissão é parte vibratória importante e as deflexões (elástica) são ignoradas.

1.3.-Respostas Internas T.E. é o erro entre os dentes da engrenagem. Essa idéia de um deslocamento relativo sendo a causa da vibração é incomum já que tradicionalmente excitamos com uma força externa ou vibração dos apoios no piso produzem uma vibração. Na engrenagem temos um deslocamento relativo (o Erro de Transmissão – T.E) gerando forças entre os dentes e subseqüentes as vibrações, para o sistema.

O deslocamento relativo entre os dentes é gerado pelas forças iguais e opostas nas superfícies dos dois dentes das engrenagens que se engrenam, movendo-os separados, e desviando-os a uma distância suficiente para acomodar o T.E.

Quando consideramos as reações internas de uma caixa de engrenagens, a entrada é a vibração relativa entre os dentes da engrenagem e a saída (na medida que o ruído é concebido) são as forças de vibração transmitidas através dos rolamentos para a caixa de engrenagens. Em geral, a saída de "força" através de cada rolamento deve ter 6 componentes: 3 forças e 3 momentos, mas geralmente ignoramos os momentos por serem eles muito pequenos e as forças axiais serão insignificantes para engrenagens de dentes retos, helicoidal duplo ou com apóia em rolamentos cônicos de rolos. Engrenagens helicoidais simples criam forças axiais e infelizmente, as paredes da caixa de engrenagens são frequentemente lisas e bastante flexíveis. A vibração resultante nas paredes é importante se gerada pelas forças internas na caixa de engrenagens e de pouca importância se for apenas um ruído vindo pelos pés de montagem.

Ocasionalmente forças de vibração são transmitidas pelos eixos para componentes externos e irradiam ruído. Uma hélice de navio poderá ser um bom alto-falante caso seja acoplado direto, mas normalmente são acoplados com elastômeros e projetados para aliviar as transmissões de vibrações. Vários exemplos podem ser citados desde veículos até ventiladores que apresentam ruídos pela transmissão de vibrações.

O pressuposto freqüente quando modelamos a caixa de engrenagens para respostas de ressonância é que os mancais de rolamentos são rígidos. Esta é,



normalmente, uma boa idealização da situação visto que os mancais movimentam menos que 10% dos movimentos das engrenagens. Ocasionalmente uma caixa flexível, ou uma onde as massas movem defasadas, irão apresentar o efeito de redução ou aumento do aparente amortecimento dos apoio dos eixos.

As vezes assumimos que as engrenagens vibram apenas torcionalmente, mas esta hipótese é incorreta e assim qualquer modelo de engrenagem deve permitir o movimento lateral (isto é, o movimento perpendicular ao eixo de engrenagem). Massas são conhecidas com precisão, a rigidez de um sistema pode ser calculada ou medida com precisão razoável,mas há grandes problemas com amortecimento que não podem ser concebidos ou previsto de forma confiável.

1.4.- Respostas Externas A visão da vibração caminhando dos mancais para as paredes da caixa de

engrenagens ou para a estrutura externa é complexa. Felizmente, Apesar da Predição ser difícil e “unreliable” como incertezas de amortecimento é relativamente fácil testar experimentalmente então esta parte sistema raramente dá muito trabalho para se desenvolver. Um dos primeiros requerimentos é estabelecer se é a própria caixa de engrenagens, que é a fonte dominante de ruído ou, mais comumente, se a vibração é transmitida para a estrutura principal para gerar o ruído. A transmissão para a estrutura é muito afetada pelos isoladores que estão entre a caixa de engrenagens e a estrutura, quando houver.

Há o risco de ser um grande número de caminhos paralelos para a vibração através da estrutura e um número extremamente elevado de ressonâncias, que são tão estreitamente acondicionado em frequência que se sobrepõem. Uma abordagem estatística de energia, com ênfase na transmissão de energia e as perdas de mais de uma faixa de freqüência ampla pode dar uma descrição mais clara do que as idéias convencionais de sistemas ressonantes já não são tão relevantes e de transmissão de energia tem mais em comum com as idéias de propagação de ondas de tensão .

1.5.- Visão Geral

Uma visão geral da transmissão da vibração é mostrada na figura 1.4. Se inicia na combinação de erros de fabricação, erros de “design” e dentes, e deflexão de engrenagem para gerar um erro de transmissão.

O erro de transmissão (TE) é então a fonte da vibração e que impulsiona a dinâmica interna das engrenagens para dar às forças de vibração através dos mancais de rolamento. Por sua vez estas forças nos mancais rumam para unidades externas as vibrações da caixa de engrenagem ou, via isoladores montados, rumam da estrutura externa a encontrar “paredes” que funcionam como “auto-falantes” propagando o ruído.

1.6.- Associando Ruído com Erro de Transmissão



È difícil para técnicos tradicionais em engrenagens pensarem em termos de primitivo, medições de helicoidal e perfil para mudar para idéias de verificação simples de flanco, i.e., T.E., especialmente como T.E. não é relevante para o esforço da engrenagem.

DISTORÇÕES TÉRMICAS

Distorção Pinhão→ ↓ ← Distorção Coroa

Deflexão caixa de engrenagem → ↓ ← Precisão da Caixa de engrenagem

Movimento do Pinhão → ↓ ← Movimento da Coroa

Deflexão do dente do Pinhão → ↓ ← Deflexão do dente da Coroa

Precisão do perfil do pinhão→ ↓ ← Precisão do perfil da Coroa

Precisão do passo do Pinhão → ↓ ← Precisão do passo da Coroa

Precisão da hélice do Pinhão → ↓ ← Precisão da hélice da Coroa

ERRO DE TRANSMISSÃO

↓

Massa das Rigidez Amortecimento Engrenagens dos Suportes Combinado

↓ Respostas Internas Dinâmicas

↓ FORÇAS MANCAIS

↓ Massas Rigidez Amortecimento da Carcaça da Carcaça da Carcaça

↓ VIBRAÇÕES PÉ DA CARCAÇA

↓

Sistema Antivibração montado ↓

VIBRAÇÃO TRANSMITIDA P/ ESTRUTURA ↓

Som Irradiado para as peredes ↓

RUÍDO

Fig. 3 VISÃO DO NÍVEL GLOBAL



ONDE MEDIR, COMO MEDIR AS VIBRAÇÕES

Instrumentação e Softwares: No mercado existe a disponibilidade de uma gama muito grande de equipamentos de medição e monitoramento de vibração, desde pequenos equipamentos de medição de nível global a equipamentos de monitoramento e análise on-line de quantidades quase que ilimitada de canais de monitoramento. Cada sistema possui sua aplicabilidade e suas limitações, e cada um deles pode oferecer ao usuário ótimos resultados de acordo com o esclarecimento que este tem sobre o equipamento, sobre o aparelho de medição e sobre a metodologia de manutenção utilizada. Para avaliação de redutores de velocidade, a norma ANSI-AGMA6000 - B96 faz a seguintes indicações: A vibração deve ser medida com qualquer transdutor e instrumento que possua precisão conhecida e saída proporcional linear de aceleração, velocidade, ou deslocamento dentro de uma faixa de frequência conhecida. O tipo e uso de sistemas de instrumentação de vibração devem estar em conformidade com as seções aplicáveis das normas ANSI-S2.2, ANSI-S2.4, ANSI-S2.10, ANSI-Z24.21 e ISSO 2954. CUIDADO: A instrumentação pode indicar um nível irreal de vibração de acordo com suas limitações de resposta, ressonância do tipo de montagem de sensor e campos elétricos ou magnéticos.

Transdutores: O tipo de sensor para medição de vibração deve ser adaptável ao método de medição, e este deve ser utilizado dentro de seus limites de calibração. A calibração do sensor deve ser válida para o método de fixação utilizado. Sensores de Carcaça:

O tipo de sensor recomendado para medição de vibração de carcaça é sensor de contato, a ser utilizado em conformidade com as recomendações do fabricante. O método de fixação pode afetar a resposta de frequência do sensor. A recomendação é que utilize sensores fixados através de parafusos, rebites, grampo ou colas. Contudo fixações magnéticas são aceitáveis até a faixa de 3000 Hz para sensores leves. Sensores de eixo:

Todos os transdutores são aceitáveis desde que os limites do fabricante não sejam ultrapassados. O tipo de sensor recomendável para medição de vibração de eixos é o sensor sem contato que mede a vibração relativa entre o eixo e a carcaça do mancal. Dependendo da instrumentação um sensor sem contato pode ser utilizado em frequências de até 10.000 Hz. Aplicações típicas de sensores de vibração de eixo de contato são limitadas em um range de 10 – 120 Hz e a velocidade da superfície de atrito inferior a 30.5 m/s.



Mancais de Rolamentos Assim como a maioria das máquinas rotativas analisadas hoje pela técnica de análise de vibrações, a maioria dos mancais de redutores é de rolamento, os quais podem variar o tipo, dependendo do esforço ao qual o mesmo é submetido, podendo ser rolamentos auto-compensadores, de esfera, escora axial, rolamentos tipo Capa e Cone, entre outros. Este tipo de mancal, por possuir pouco amortecimento, permite uma análise de vibração mais precisa, permitindo inclusive que se detectem falhas em cada um dos elementos do rolamento, tais como pistas de rolamento, elementos girantes ou gaiolas. Estes tipos de mancais, no caso de redutores, possuem como sensor de vibração mais indicado o acelerômetro, uma vez que este coleta informações de vibração de carcaça. Deve-se, no entanto, sempre ser verificado o sistema de fixação do sensor na máquina de acordo com a faixa de frequência a ser medida.

Mancais Hidrodinâmicos Algumas máquinas de alta rotação possuem mancais hidrodinâmicos, ou de escorregamento, onde a maneira mais adequada de avaliação de vibração é realizando a coleta diretamente no eixo do rotor através de sensores indutivos sem contato ou próxímetros. A instalação destes sensores no entanto, exige um excelente acabamento da superfície de leitura dos sensores (runout), sendo que para grande maioria de aplicações destes sensores a instalação dos mesmos são realizadas pelo próprio fabricante do equipamento. Médias e grandes turbo-máquinas possuem sistemas de monitoramento e proteção por excesso de vibração, onde sensores indutivos trabalham em conjunto com sistemas computadorizados dedicados para este fim. Estes sistemas, fabricados geralmente por Bently Nevada, SKF, Rockwell, CSI, etc, já contam com saídas “bufferizadas” do sinal cru do sensor. Para estas aplicações, é possível realizar coleta de vibração diretamente dos sensores de proximidade ou proxímetros, com o coletor de vibração portátil, apenas configurando o mesmo para esta aplicação. Em caso de equipamentos que possuem 2 sensores radiais, posicionados a 90° um em relação ao outro, podemos utilizar um coletor de vibração de 2 canais, possibilitando assim a geração da órbita de movimentação do eixo em funcionamento. Várias análises podem ser realizadas através da órbita do eixo.

Medição local em sistema de

monitoramento



001 - TURBINA GAS 01MTG-3001 - X2D vs Y2E

Orbit Display 19-mar-10 11:40:18

P-PX= 44.37 P-PY= 35.55 CARGA = 100.0 RPM = 9372. (156.20 Hz)

-30 -20 -10 0 10 20 30

-30

-20

-10

0

10

20

30

X2D in Microns

Y2E

in M

icro

ns

Sinal Puro de órbita em Eixo de Turbina com sensores proxímetros instalados

Máquinas de mancais de escorregamento possuem ótima resposta de vibração em sensores de eixos, porém para caixas de engrenagem é importante que se realize medições de carcaça através de sensores de vibração do tipo acelerômetro, de preferência utilizando-se de fixação mecânica através de parafusos prisioneiros para frequências acima de 3000Hz. Este tipo de medição, em posicionamento adequado permite que se avalie com melhores condições de coleta de dados a qualidade do engrenamento do redutor. As frequências de engrenamento em redutores turbo ocorrem em faixas de 2 a 5 kHz, sendo esta faixa indicada para a coleta de vibração através de sensores de aceleração. Os sensores de proximidade em alguns casos podem não possuir a sensibilidade necessária para coleta de vibrações a esta frequência.

Medição vibrações em eixos SegundoNorma ANSI / AGMA 6000-B96, as seguintes considerações são realizadas para medição de vibrações em eixos:

Sensores de vibração de eixo devem se localizar o mais próximo possível do mancal e sensores sem contato devem ser fixados em uma seção rígida da carcaça. A vibração do eixo deve ser medida no plano perpendicular ao eixo rotacional, preferencialmente em dois eixos em ângulo reto. Preferencialmente, o runout elétrico e mecânico não deve exceder 25% do da vibração tolerável ou 6 µm, o que for maior. O sensor não deve se localizar em locais do eixo que possua chaveta, estrias ou qualquer outra descontinuidade do eixo. O Runout elétrico ou mecânico do eixo deve ser subtraído do valor de vibração medido, obtendo assim a vibração real do eixo.



Medição de eixos – Sensores instalados pelo Fabricante do Redutor a 90° e em direção

ortogonal ao eixo

Medição vibrações em carcaça Assim como a medição de vibração de eixos em mancais de escorregamento é muito importante para uma boa avaliação de instalação e estabilidade de mancal, a medição de carcaça em redutores de velocidade é essencial para avaliar a condição do engrenamento. Sensores de aceleração são mais adequados para os sinais dinâmicos gerados pelo trabalho dos dentes de um engrenamento. Em redutores onde há mancais hidrodinâmicos, o mais indicado é que se utilize ambas medições, tanto no eixo como na carcaça do redutor. SegundoNorma ANSI / AGMA 6000-B96, as seguintes considerações são realizadas para medição de vibrações de carcaça: Vibração de carcaça deve ser medida em seções rígidas da carcaça ou em blocos de mancais. Medições não devem ser realizadas em seções da carcaça relativamente flexíveis tais como coberturas ou paredes laterais da carcaça. Medições devem ser realizadas nas três direções ortogonais, uma axial e outras duas ortogonais à direção do eixo de rotação da engrenagem, preferencialmente horizontal e vertical. É recomendável que as medições sejam realizadas em cada mancal acessível externamente no redutor. Se um bloco de mancal é inacessível, deve ser utilizado o ponto mais próximo do mancal.

CUIDADOS NA ESCOLHA DO PONTO DE MEDIÇÃO Uma avaliação na construção dos equipamentos é sempre muito importante para verificarmos os pontos de coleta de vibração. Para garantirmos que o ponto de medição é adequado ou não, temos que avaliar a máquina aberta ou o desenho da mesma, verificando se o ponto de medição adotado é o mais próximo do mancal possível ou se



para este ponto a rigidez da carcaça é satisfatória pra a transmissão dos sinais de esforços no mancal. Abaixo temos um exemplo em que no mancal do turbo-redutor há uma cavidade entre o mancal e parede externa, onde o sinal dinâmico axial nos pontos em vermelho terão o sinal atenuado pela maior flexibilidade da carcaça nesta direção e posição. Já nos pontos indicados por verde, a carcaça se encontra mais rígida, possuindo informações mais representativas do mancal.

Necessidade de se estudar a máquina antes de definir os pontos de medição.

Mancais de difícil acesso para medição de rolamento

Melhor

Pior (zona de baixa rigidez axial)

Melhor

Pior (zona de baixa rigidez axial)



Pontos sem possibilidade de medição – Foram instalados sensores internos.

Configuração da coleta de vibração

Tão importante quanto o equipamento que se utilizará na realização da coleta de dados , é a configuração dos pontos de medição, os quais devem possuir limites de frequência, definição do espectro e filtros adequados a cada ponto de coleta do equipamento. Criação de bandas de frequências e níveis de alarmes adequados é também uma maneira de se realizar um monitoramento mais preciso e confiável do equipamento. Assim como qualquer outro equipamento, um redutor de velocidades possui seus componentes, os quais geram frequências características e particulares, que em geral estão relacionadas às rotações dos eixos, os números de dentes das Engrenagens e aos mancais aplicados. Desta maneira, antes de iniciar-se o processo de cadastro do equipamento no Software de gerenciamento dos dados de vibração, é necessário que se conheça as seguintes informações do redutor:

- Tipo de redutor: o Paralelo simples; o Paralelo planetários; o Eixos ortogonais; o Configuração mista;

- Número de estágios; - Número de dentes de cada pinhão e engrenagem; - Tipo de mancal utilizados:

o Rolamentos o Mancais hidrodinâmico o Híbrido (rolamento e hidrodinâmico) o Bucha

- Modelo de cada rolamento



- Posição dos mancais (se possível um desenho em corte para verificar se há mancais internos não acessíveis)

- Tipo de engrenamento: o Dentes retos; o Helicoidais simples; o Bi-helicoidais; o Espinha de peixe; o Par cônico; o Hipóide;

- Tipo de Base: o Concreto; o Base metálica; o Eixo montado;

- Lubrificação o Forçada; o Salpico; o Graxa; o Poço seco; o Névoa; o Chuveiro;

- Acoplamentos utilizados na entrada e saída. - Carga:

o Constante; o Variável; o Direção da carga; o Esforços gerados pela carga;

- Rotação de entrada (valor nominal e se é variável ou constante) Apesar de todas as informações acima indicadas serem importantes para a avaliação do equipamento, as informações mais importantes são a Rotação de entrada ou saída, os números de dentes das engrenagens, o tipo e modelo de mancal utilizado e o tipo de engrenamento. Sem estas informações básicas fica bastante limitada a capacidade de análise do redutor. Com os dados do equipamento em mãos, é necessária uma avaliação do equipamento para a definição dos pontos de medição que serão adotados. Segundo norma ANSI-AGMA 6000-B96, é indicado que se coleta a vibração em todos os mancais, nas três direções, horizontal, vertical e axialmente ao eixo medido. Em alguns casos é possível que não haja como coletar a vibração em todas as direções em cada mancal, porém é extremamente importante que se realize a coleta de vibração em uma posição radial e uma axial ao eixo. Se for conhecida a direção da carga no mancal, é interessante que se colete o dado de vibração na mesma. Em casos de mancais internos,é necessário que se conheça o ponto na estrutura que mais se aproxime do mancal e que possua a maior rigidez na direção de medição em relação ao mancal interno. Esta informação somente será conhecida através de desenho ou observação do redutor aberto.



Após as definições de pontos de medições é necessário configurar os parâmetros de coleta tais como:

- Grandeza medida (velocidade, aceleração ou deslocamento); - Rotação do ponto; - Frequência máxima; - Frequência mínima; - Número de linhas; - Tempo de coleta da forma de onda; - Ferramentas de avaliação de rolamento (filtros de envelopamento) - Bandas de frequência; - Limites de alarme; - Etc.

A maior parte das informações são indiretas, tiradas das características do equipamento, porém é necessário que se garanta a correta configurações de alguns parâmetros para que se garanta que todas as informações necessárias para um boa análise sejam coletadas, sndo estas: Fmáx: Este parâmetro deve possuir valor maior do que 4 x GMF (frequência de engrenamento). Isso porque para a avaliação da condição do engrenamento, muitas vezes é necessário se comparar as 4 harmônicas em suas amplitudes e comportamento. Fmín: Esta deve ser o suficientemente pequeno para que se colete a menor frequência de falha do mancal, seja esta a Frequência de falha de gaiola ou ainda a frequência de instabilidade de óleo de mancais. Número de Linhas: Deve ser o suficiente para permitir que se colete e permita-se distinguir possíveis bandas laterais nos engrenamentos. No geral é interessante que se tenha pelo menos 1 linha por Hz no espectro, o que para uma Fmáx de 3000 Hz, o interessante seria utilizar 3200 linhas de resolução. Caso não seja possível, é possível se coletar espectros com menos resolução, sendo que em casos de necessidade de avaliação de uma região do espectro, seja coletado um dado em zoom na região de interesse. Tempo de coleta de Forma de onda Em engrenamentos é muito importante a coleta da forma de onda do sinal a ser analisado, principalmente para eixos intermediários e de baixa rotação. Esta informação permite distinguir os diferentes tipos de falha que podem aparecer de uma mesma maneira no espectro de vibrações, como por exemplo, um desbalanceamento de um dente quebrado. Desta maneira, a forma de onda coletada precisa conter as informações necessárias para a sua análise, ou seja, ela deve ter a duração mínima para que se possibilite verificar a repetição de uma falha em pelo menos 3 revoluções do eixo da maior engrenagem do par. Em altas rotações esta é uma preocupação quase que desnecessária, mas nos eixos de rotações mais baixas este detalhe é essencial para a analise. Para garantir que a forma de onda terá o tempo necessário, vale a simples relação abaixo, onde temos que nos atentar para garantir que poderemos sempre avaliar 3 voltas



da Engrenagem de maior número de dentes do par analisado, ou seja da Coroa, mesmo quando o ponto de medição é no eixo do pinhão, isso para avaliarmos modulações que podem ocorrer devido a defeitos na coroa.

Máx

L

cF

NT =

Onde: Tc=Tempo de coleta de cada média; NL=Número de linhas do espectro; FMáx = Frequência máxima do espectro.



CUIDADOS COM BAIXA ROTAÇÃO, ONDE E COMO MEDIR POR FORMA DE ONDA.

As análises de vibração nos dias de hoje, em sua grande maioria, restringe-se muito às limitações das informações disponíveis no espectro de frequências. Dados ricos de informações do comportamento dinâmico do equipamento estão disponíveis na forma de onda da vibração e muitas das vezes são negligenciados. No mínimo, informações das formas de onda podem servir para auxiliar a análise ou comprovar alguma suspeita de falha que não tenha ficado nítida no espectro de vibrações.

Em redutores de velocidade, a análise de forma de onda pode ser fundamental para a detecção de falhas em rolamentos e em engrenamentos, principalmente para eixos intermediários e de baixa rotação. Em frequências muito baixas, abaixo de 40 rpm, falhas de rolamentos podem ser observadas apenas por análise de formas de onda, enquanto para rotações baixas, de 40 a 300 RPM, a forma de onda é importante para o auxílio na confirmação do diagnóstico. Um dente quebrado pode aparecer em um espectro de vibrações da mesma maneira como um desbalanceamento, porém a forma de onda com impactos no período da revolução da engrenagem defeituosa indica o dente quebrado.

Para que uma forma de onda seja útil para análise da máquina em questão, a mesma deve possuir informação suficiente para isso, ou seja, a mesma deve possuir precisão e tempo de amostragem suficiente para a definição da falha e sua repetibilidade no tempo. Para isso, o tempo de coleta deve ser maior do que três vezes o período de revolução da engrenagem (coroa) do para analisado, mesmo analisando-se o eixo do pinhão. O tempo de coleta de uma amostra de vibração é proporcional à Razão entre o número de linhas e a frequência máxima do espectro coletado, conforme segue:

Máx

L

cF

NT =

Forma de onda de um sinal pode ser avaliado de diferentes maneiras e através de

representações que possam evidenciar as possíveis falhas que se desejam avaliar. Dois exemplos são a forma de onda polar que permite verificar o comportamento de algo que ocorra no período de uma revolução do eixo. No caso de engrenagens esta técnica de visualização pode ser muito útil para avaliar individualmente os pulsos de engrenamento gerado em cada encontro dos dentes, conforme o gráfico P.1 abaixo.

Mancais hidrodinâmicos podem ser bem avaiados também através de técnicas de análise de órbita ou forma de onda polar em alguns casos. No gráfico O.1 temos a representação de uma órbita de vibração de eixo de redutor com mancais de deslizamento. As formas de onda foram coletadas através de sensores de proximidade, simultaneamente através de coletor de dois canais. No outro gráfico, no mesmo redutor, vemos um defeito de runout detectado pela forma de onda e evidenciado na forma de onda polar P.2.



DT - Acionamento DT

DT 3123 -G2H Shaft 01 Outboard HorizontalRoute Waveform 21-fev-10 12:58:42

PK = .4992 LOAD = 100.0 RPM = 1793. RPS = 29.88

PK(+) = .6691 PK(-) = .6721 CRESTF= 1.90

0

180

90 270

-0.8

-0.4

0

0.4

0.8

Revolution Number: .0 - 9.4

Acc

eler

atio

n in

G-s

P.1: Forma de onda em representação polar e filtrada para evidenciar a qualidade do

engrenamento

P.2 Forma de onda polar evidenciando um defeito na pista de runout do eixo



O.1: Formas de onda representadas em formato de órbita

LIMITES DE VIBRAÇÃO SEGUNDO NORMAS

Existem várias normas que indicam níveis de vibrações para equipamentos industriais de diversos portes e aplicações. O redutor de velocidade, foco deste trabalho em muitas das ocasiões está aplicado em diversos tipos diferentes de equipamentos, seja este de acionamento ou o equipamento acionado. Em todas as aplicações, devemos sempre nos lembrar que o redutor de velocidades possui suas características construtivas e dinâmicas particulares, o que gera a necessidade de um tratamento diferenciado e dedicado para uma boa análise e avaliação por técnicas preditivas, sejam estas análise de vibrações, Análise de Ruídos, análise Termográfica e Análise de Óleo.

Alguns fabricantes indicam valores de vibrações para os quais seus equipamentos operam, com objetivo informativo. Esta informação é muito útil para uma avaliação da condição do equipamento em um momento de comissionamento. Contudo para análise de quaisquer tipos de redutores de velocidade, é indicado que se consulte alguma referencia normativa que se enquadre para o equipamento em avaliação. A norma ANSI-AGMA 6000-B96 – “ESPECIFICAÇÃO PARA MEDIÇÃO LINEAR DE VIBRAÇÕES EM ENGRENAGENS” - é a única norma de vibração de engrenagens que indica limites de vibrações em sinais filtrados, ou seja, é a única norma que indica valores de amplitudes de vibrações que ocorrem na Frequência de Engrenamento.

Norma ANSI-AGMA 6000-B96 A norma ANSI-AGMA 6000-B96 apresenta métodos de medição de vibração em tentes de fábrica, em condições estáveis de operação de sinais filtrados (FFT) de vibração de Unidades de engrenamento. Esta norma não fornece valores de vibração para sinais não filtrados (níveis globais).



Níveis de vibração para testes em campo podem ser adversamente afetados por fatores que fogem da responsabilidade do fabricante do redutor de velocidades, portanto, o fabricante não pode se responsabilizar por níveis elevados de vibração resultantes de influências do ambiente ou do sistema em instalações no campo. Esta Norma divide em duas classes os níveis de vibração indicados, sendo uma delas denominada “Classe A” e a outra “Classe B”, onde o que diferencia uma da outra é a velocidade tangencial do diâmetro primitivo das engrenagens avaliadas, sendo:

- Classe A: Velocidade do Diâmetro Primitivo ≤ 25,4 m/s; - Classe B: Velocidade do Diâmetro Primitivo > 25,4 m/s.

A norma em questão diferente de normas como a ISO 10816, não indica quais são

os valores considerados adequados para cada tamanho ou classe de equipamentos, o que ela indica é um limite de amplitude de vibração na frequência de engrenamento em função da frequência em que este ocorre. A norma utiliza-se do critério indicado também na ISO 10816 e outras, de que deve ser observado alterações nas amplitudes e comportamento da vibração ao longo de sua vida útil.

Os níveis máximos de vibração recomendáveis para medições de carcaça em termos de deslocamento, velocidade e aceleração são dados nas figuras de 1 a 3 abaixo. Cada uma destas características estão plotadas em função da freqüência. É importante, portanto, notar que apenas dados de medições filtrados podem ser utilizados nestas figuras. Além do mais, vários componentes de vibração a diferentes frequências podem ocorrer ao mesmo tempo, cada uma delas em limites permitidos para a respectiva frequência, conforme determinado pelas curvas, é necessário utilizar-se de equipamento capaz de realizar a análise de frequência (FFT) para este propósito. Deve ser tomado cuidado de que o equipamento pode realizar esta conversão para que seja legítima a comparação com as figuras.



Figura 1: Níveis aceitáveis de vibração em deslocamento pico-a-pico em µm.

Figura 02: Níveis máximos aceitáveis de vibração em velocidade em mm/s Pico



Figura 03: Níveis máximos de vibração aceitáveis em aceleração Pico em m/s²

NORMA ISO 8579 No anexo B da Norma ANSI AGMA 600-B96, há a referência da norma ISO 8579, parte 2 onde esta apresenta critérios para definição de níveis de vibração em velocidade em mm/s RMS. A norma sugere um critério de classificação da engrenagem de acordo com os níveis de vibração detectados em testes. Estas classes podem servir como uma linha de referência para o acompanhamento do redutor ao longo de sua vida útil, ou, de acordo com níveis acordados entre cliente e fornecedor do redutor, servir como valores limites para testes de aceitação.

No Gráfico C.1 e C.2 estão plotados características de vibrações em função da frequência. É muito importante ressaltar que para traçar estar curvas foram utilizados dados filtrados de medição, ou seja, amplitudes na frequência de engrenamento. Deve ser utilizado equipamento com capacidade de indicar os níveis de vibração em função da frequência (FFT) para uma legítima comparação com as figuras C1 e C2 abaixo.

Nível Global Caso não seja possível a avaliação da amplitude de vibração na frequência de engrenamento, um ou ambos os seguintes métodos podem ser utilizados para incicação de aceitabilidade:



- O resultado do teste é aceitável se o valor nominal não filtrado em velocidade, coletado em carcaça não exceder o valor máximo da classificação em velocidade no gráfico C.2

- O deslocamento nominal não filtrado é tirado da figura C.1 utilizando a frequência de rotação do eixo como frequência discreta da classificação.

Classificação Mara medição de deslocamento de eixos Valores de medições de deslocamento de eixo deve ser classificado utilizando-se

o gráfico C.1. A classificação do eixo da engrenagem deve ser baseado na menor linha que abrange todos os valores de deslocamento medidos. A classificação de um redutor particular deve ser dado pela maior classificação verificada em todos os eixos medidos.

Classificação de medições de carcaça Valores em RMS para medições de velocidade realizadas em carcaças de redutores devem ser classificados de acordo com o gráfico C.2. A classificação de uma certa posição deve ser baseada na menor linha que cobre totalmente seu espectro de vibração. A classificação de um redutor deve ser dada pela mais elevada das classificações de todos os pontos de medição do redutor.

C.1: Classes de vibração para medições de deslocamento em eixos



C.2: Classificação em velocidade RMS para medições de carcaça

Classificação Subjetiva

Uma avaliação subjetiva para a classificação de um teste de aceitação de vibração realizada na fábrica do fabricante é indicada no anexo D da norma ISO 8579-2. Este anexo deve ser utilizado apenas como um guia geral para aplicações típicas de redutores de velocidade.

A vibração de um redutor fabricado adequadamente irá variar de acordo com seu projeto partícula, tamanho e aplicação. O que pode ser perfeitamente aceitável para um redutor grande de baixa rotação de acionamento de moinho pode não ser adequado para um redutor de precisão de alta velocidade ou acionamento marítimo. O que pode ser aceitável para um redutor de precisão de alta velocidade pode ser injustificavelmete caro para um redutor de acionamento de moinho. Cuidado, no entanto, deve ser tomado quando for aplicar uma dada classificação como critério de aceitação. O gráfico C.3 fornece níveis subjetivos de vibração para aplicações típicas de engrenagens dispostas na tabela B.1



Tabela B.1

C.3: Gráfico de classificações subjetivas- norma ISO 8579

CASOS PRÁTICOS DE DIAGNÓSTICOS

Caso 01: Defeito de Runout: Em um redutor de aplicação em co-geração de energia com turbina a vapor e

gerador elétrico, foi detectado um nível elevado de vibração do mancal do redutor, lado oposto ao acoplado do eixo de saída(75µm –pk-pk). A vibração estava sendo monitorada por um sistema de monitoramento e proteção da Bently Nevada, que utiliza-se de dois sensores de proximidade por mancal do grupo turbo-gerador. O comportamento se mostrava estável independente da condição de carga do conjunto. Os demais pontos do conjunto mostravam-se em valores normais. As temperaturas registradas não apresentaram alterações nos pontos de alta vibração.



A tabela 01 abaixo representa os dados dos engrenamentos e as rotações dos eixos, considerando-se a rotação do eixo de entrada de 6503 rpm:

Eixo Nº de dentes Rotação em Hz Rotação em

RPM 1-Entrada 31 108,4 6503 2-Saída 112 30 1800

Tabela 01: Dados do Redutor

Foi realizada inspeção de vibração com aparelho portátil, utilizando sensor acelerômetro de carcaça e também o sensor de proximidade instalado no mancal. O sensor de carcaça não detectou qualquer nível elevado de vibração. Através da medição com o sensor de proximidade do próprio sistema de monitoramento, verificou-se na forma-de-onda o defeito na pista de leitura de vibração, runout, do eixo. Para confirmação do diagnóstico, foram utilizadas duas outras técnicas de análise de forma de onda, onde pode-se observar claramente o defeito.

004 - CP 10276-10

TRF 67 -3Y Shaft 02 Inboard YRoute Waveform 10-nov-09 19:03:56

P-P = 22.12 CARGA = 80.0 RPM = 5402. (90.03 Hz)

PK(+) = 11.87 PK(-) = 55.82 CRESTF= 7.14

0 10 20 30 40 50 60 70 80

-60

-50

-40

-30

-20

-10

0

10

20

Time in mSecs

Dis

pla

cem

ent

in M

icro

ns

Time: Ampl: Dtim: Freq:

45.66 -55.38 33.32 30.01

Marca no Eixo de aproximadamente 55 microns

Forma de onda indicando o problema de run-out

Na forma de onda em formato de órbita que segue, pode ser observado os picos de leitura ocorridos no momento em que o ponto de falha passa pelos sensores localizados no mancal em 90° um em relação ao outro.

Vibração do eixo

Vib

raçã

o li

da p

elos

sen

sore

s



004 - CP 10276-10TRF 67 - 3X vs 3Y

Orbit Display 22-mar-10 14:09:29

P-PX= 26.55 P-PY= 24.00 CARGA = 100.0 RPM = 5806. (96.76 Hz)

-50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50

-50

-40

-30

-20

-10

0

10

20

30

40

50

3X in Microns

3Y i

n M

icro

ns

Órbita evidenciando o ponto com falha nos momentos de passagem pelos

sensoresa 90° um do outro.

Uma última visualização que permite evidenciar a falha é a forma de onda polar de um único sensor de proximidade, que mostra a região de falha com grande clareza.

004 - CP 10276-10TRF 67 -3Y Shaft 02 Inboard Y

Analyze Waveform 22-mar-10 14:09:29

P-P = 28.47 CARGA = 100.0 RPM = 1800. RPS = 30.00

PK(+) = 18.13 PK(-) = 54.82 CRESTF= 5.45

0

180

27090

-80

-40

0

40

80

Revolution Number: .0 - 24.0

Dis

pla

cem

ent

in M

icro

ns

Forma de onda polar evidenciando o defeito na pista de runout.

Imperfeição no Run-out registrada a cada passagem do ponto por cada um dos sensores



Caso 02: Ressonância de Carcaça Este caso trata-se de um equipamento realizado sob encomenda, que em teste de fábrica apresentou elevado ruído. A equipe de confiabilidade de planta foi acionada para avaliação do problema. Foi verificado que a vibração de carcaça dos mancais apresentavam níveis normais e que partes da carcaça do redutor apresentavam elevada vibração. Outro detalhe importante é que a vibração e ruído ocorriam apenas em determinada faixa de rotação.

DESCRIÇÃO DO EQUIPAMENTO:

Fig. 01: vista frontal (lado de entrada) e isométrica do redutor contendo os pontos de coleta

A tabela 03 abaixo representa os dados dos engrenamentos e as rotações dos eixos de 1 a 3, considerando-se a rotação do eixo de entrada de 560 rpm:

Eixo Nº de dentes Rotação em Hz Rotação em

RPM 1-Entrada 64 9,33 560

2 73 /26 1,18 491 3 26 5,9 491

Tabela 03: Dados do Redutor

Pontos de medição Para cada eixo do equipamento, foram coletadas vibrações em dois pontos e nas 3 direções ortogonais, horizontal, vertical e axial, com exceções de pontos onde não se possuía acesso ou dados representativos. A figura abaixo identifica cada ponto de medição, sendo que para cada um destes pontos, as coletas são realizadas nas três direções, horizontal, vertical e axial, onde cada ponto é identificado conforme a tabela 04 abaixo.

G1H G1P G1V G1A G2H G2P G2V

Eixo 01 do Redutor Ponto G1: LA

Ponto G2 LOA

G2A

2

4

3

5

1



G3P G3V G3A G4P G4V

Eixo 02 do Redutor Ponto G3: LA

Ponto G4: LOA

G4A G5P G5V G5A G6P G6V

Eixos 03 e 04 do Redutor Ponto G5: LOA

G6A

Tabela 04: Pontos de medição do redutor Os pontos de coleta dos mancais do eixo inferior de saída são os mesmo de coleta do eixo superior, devido sua proximidade. As coletas nos pontos horizontais e axiais para o mancal de saída foram realizados na região central entre os dois mancais.

ANÁLISE DE VIBRAÇÃO – 1º Teste Para o equipamento analisado, verificou-se prioritariamente, dentro de outras importantes características, o comportamento dos seus componentes de engrenamento e condições de instalação do conjunto, além de verificarmos as condições de funcionamento dos rolamentos, como esforços e lubrificação. Para isso, na tabela 02 abaixo, temos as freqüências para as quais as falhas de engrenagem poderiam aparecer, considerando-se a freqüência de rotação de entrada no momento da coleta dos dados de 9,33 Hz.

Freqüências dos Engrenamentos Hz Eixo 01/02 Eixo 02 /03

597,33 212.7 Tabela 02: Freqüências de engrenamento e falha dos rolamentos

Análises dos Dados – 1º Teste Foram coletados os dados de vibração para todos os pontos indicados na tabela 04, adquirindo espectros e forma de onda. Devido a parametrização do processo do cliente utilizar duas velocidades, os testes foram realizados duas diferentes rotações, sendo estas 280 e 560 rpm. Os espectros 01 e 02 abaixo indicam o sinal coletado com 280 e 560 rpm respectivamente no mancal do eixo de entrada, Lado de saída. Estes são os maiores picos de engrenamento registrados neste equipamento, indicando o baixíssimo nível de vibração gerado pelo engrenamento. O mesmo não possui qualquer característica de falha de engrenamento ou ajustes de folgas irregulares. Os espectros 3 e 4 indicam presença de harmônicos do engrenamento de saída. O mesmo por ser bi-helicoidal, possui grande folga axial que em testes sem carga pode oscilar, gerando harmônicos de engrenamento. Contudo neste caso esta característica poderia estar evidenciada devido o fenômeno que predomina na região da caixa de pinhões.



07 - Redutor Laminador CSN01 -G2V Shaft 01 Outboard Vertical

Label: CSN -2V /REDUTOR

Route Spectrum 29-set-09 14:37:12

OVERALL= .3419 V-DG RMS = .3470 CARGA = 90.0 RPM = 280. (4.67 Hz)

0 300 600 900 1200 1500

0

0.04

0.08

0.12

0.16

0.20

0.24

0.28

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

298.47 63.96 .02167

>PTI D=Grmesh(1>2): 298.7

D D D D D

En

gre

nam

ento

de

entr

ada

Espectro 01: Mancal do eixo de entrada LOA

07 - Redutor Laminador CSN

01 -G2V Shaft 01 Outboard Vertical

Label: CSN -2V /REDUTOR

Analyze Spectrum 29-set-09 15:18:22

RMS = .5389 CARGA = 90.0 RPM = 562. (9.36 Hz)

0 300 600 900 1200 1500

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

599.06 64.00 .02597


D D

En

gre

nam

ento

de

entr

ada

560

RP

M

Espectro 02: Engrenamento entrada – 560 rpm



07 - Redutor Laminador CSN01 -G4A Shaft 02 Outboard Axial

Label: CSN -4A /REDUTOR

Route Spectrum 29-set-09 14:38:25

OVERALL= .6784 V-DG RMS = .6811 CARGA = 90.0 RPM = 245. (4.08 Hz)

0 300 600 900 1200 1500

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

106.28 26.05 .234

>PTI I=Grmesh(2>3): 106.1

I I I I I I I I I I

En

gre

nam

ento

de

Saí

da

- P

inh

ões

- 2

80 r

pm

Espectro 03: Engrenamento dos pinhões a 280 rpm na entrada.

07 - Redutor Laminador CSN01 -G4A Shaft 02 Outboard Axial

Label: CSN -4A /REDUTOR

Analyze Spectrum 29-set-09 15:13:14

RMS = .8480 CARGA = 90.0 RPM = 492. (8.21 Hz)

0 300 600 900 1200 1500

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

213.30 25.99 .02593


I I I I I I I

En

gre

nam

ento

saí

da

- 56

0 rp

m

Espectro 04:Engrenamento dos pinhões de BR – picos de folgas



TESTES DE IMPACTO Durante a aceleração e a desaceleração do redutor, foi verificado que em algumas faixas de freqüência, o redutor apresenta um ruído que a principio se assemelha com uma ressonância de carcaça. Para verificar se o mesmo é causado pela ressonância de uma parte mais flexível de sua carcaça, foram realizados testes de impacto, detectando assim as frequências naturais de partes da carcaça, verificado se os engrenamentos poderiam excitar algumas destas frequências durante a aceleração. Foi verificado que a freqüência de rotação a qual o ruído se intensifica, é de 270 rpm, portanto esta seria a referência do estudo. Para a identificação das superfícies submetidas aos testes, o desenho indicado pela figura 02 abaixo indica através das numerações de 1 a 5 as diferentes superfícies analisadas.

Figura 02: identificação das superfícies analisadas

Para a rotação de 270 rpm, temos uma freqüência de 270/60 x 64 (nº de dentes do pinhão) = 288 Hz no par de alta. No par de baixa a freqüência de engrenamento é 236.6 /60 x 28 = 110,43 Hz. Sendo assim, apresentaremos a seguir os resultados dos ensaios, onde compararemos os resultados com as frequências destacadas acima. Caixa de pinhões – 01 : O teste foi realizado na tampa superior da caixa de pinhões, onde esta se mostrou a superfície mais flexível da carcaça, conseqüentemente a que possui menor frequência natural e a que possuirá também a maior amplitude de vibração quando excitada. O teste indicou uma freqüência natural bem definida de 157,5 Hz, exibido no espectro 06 abaixo. Tampa Lateral - 02: A tampa Lateral, do lado de BR (lateral inclinada do redutor), em teste, mostrou freqüência natural de 244,6 Hz. Uma freqüência também baixa.

5

4

3

1

2

6



Analyze Waveform 29-set-09 15:55:34 PK = 3.73 PK(+/-) = 14.38/16.76 CRESTF= 6.35

0 50 100 150 200 250 300 350 400

-20-16

-12-8

-40

48

12

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

ALERT ALERT

FAULT

FAULT

07 - Redutor Laminador CSN01 -G1H Shaft 01 Inboard Horizontal

Label: CSN -1 /REDUTOR

Analyze Spectrum 29-set-09 15:55:34 RMS = 9.16 CARGA = 90.0 RPM = 560. (9.33 Hz)

0 500 1000 1500 2000

0

1

2

3

4

5

67

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

157.50 16.88 4.936

Frequência Natural da Caixa de pinhões

Espectro 05 Freq. Natural da caixa de pinhões


0 50 100 150 200 250 300 350 400

-15-12-9-6-30369

1215

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

ALERT ALERT

FAULT

FAULT




0 500 1000 1500 2000

0

0.3

0.6

0.9

1.2

1.5

1.8

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

244.69 26.22 1.135

Frequência Natural da Tampa Lateral- Lado de baixa

Espectro 06: Tampa Lateral – Lado de BR (tampa inclinada)

Tampa Frontal - 03: A tampa frontal seria a superfície vertical, frontal da carcaça, do lado do eixo de BR, identificada com o n° 3 da figura 02. Esta superfície apresentou freqüência natural de 433 Hz, conforme espectro 05 abaixo



Analyze Waveform 29-set-09 15:51:31 PK = .7258 PK(+/-) = 5.34/4.71 CRESTF= 10.40

0 50 100 150 200 250 300 350 400

-6

-3

0

3

6

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

ALERT

ALERT

FAULT

FAULT




0 500 1000 1500 2000

0

0.3

0.6

0.9

1.2

1.5

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

433.44 46.44 .471

Frequência Natural Tampa frontal - Lado entrada / BR

Espectro 07: Tampa frontal – ponto 03 da figura 02

Tampa Superior, lado BR – ponto 04 da figura 02: Este ponto apresentou, conforme espectro 09, freqüência natural de239,69 Hz.


0 50 100 150 200 250 300 350 400

-20

-15

-10

-5

0

5

10

1520

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

ALERT ALERT FAULT

FAULT




0 500 1000 1500 2000

0 0.1

0.20.3

0.40.5

0.60.7

0.8

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

239.69 25.68 .980

Frequencia natural - Tampa Superior, Lado de BR

Espectro 08: Tampa superior, lado de BR – Ponto 04 da figura 02

Tampa Superior, lado AR – ponto 05 da figura 02: Este ponto apresentou, conforme espectro 09, freqüência natural de 414 Hz.




0 50 100 150 200 250 300 350 400

-10

-5

0

5

10

15

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

ALERT

ALERT

FAULT

FAULT



0 500 1000 1500 2000

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

414.69 44.43 .434

Frequencia Natural - Tampa Superior - Lado de AR

Espectro 09 – Frequência natural, ponto 5

Ações Corretivas Após as avaliações das frequências naturais, as quais observaram-se muito próximas das frequências geradas pelo engrenamento do equipamento, foi definido pela engenharia um trabalho de reforço estrutural nas superfícies que apresentaram menores frequências naturais, aumentando assim a rigidez destas e por conseqüência suas frequências naturais.

Caixa de pinhões – Superfície 01



Tampa superior (esquerda) e lateral, pontos 05 e 02 respectivamente

2º Teste Os dados indicados abaixo são referentes ao segundo teste realizado na bancada

de testes da PTI, onde o mesmo fora repetido após reforço estrutural da carcaça, com objetivo de reduzir ruídos devido à ressonância de chapas cujas frequências naturais se encontravam muito baixas. Após reforço destas estruturas, os ruídos observados durante o teste foram significativamente reduzidos, bem como a vibração coletada nos alojamentos dos mancais que permaneceram baixas, ainda menores do que no primeiro teste.

Foram coletados os dados de vibração para todos os pontos indicados na tabela 04, adquirindo espectros e forma de onda. Devido a parametrização do processo do cliente utilizar duas velocidades, os testes foram realizados duas diferentes rotações, sendo estas 280 e 560 rpm.

Dentre todos os dados coletados, nas duas diferentes rotações, serão exibidos aqui apenas os espectros que possuem amplitudes mais elevadas referente ao engrenamento do redutor.

Os espectros 10 e 11 abaixo indicam o sinal coletado com 280 e 560 rpm respectivamente no mancal do eixo de entrada, Lado de saída. Estes são os maiores picos de engrenamento registrados neste ponto, indicando o baixíssimo nível de vibração gerado por este engrenamento. O mesmo não possui qualquer característica de falha de engrenamento ou ajustes de folgas irregulares.

Abaixo segue o gráfico cascata 01, onde vemos que no segundo ensaio as vibrações ficaram ainda mais baixas após o reforço estrutural da carcaça.



RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Frequency in Hz


0 500 1000 1500 2000 2500 3000

0

0.04

0.08

0.12

0.16

0.20

0.24

Max Amp .22

14:37:1229-set-09

11:53:1014-out-09

RPM= 280.0 14:37:12 29-set-09

Freq: Ordr: Sp 1: Dfrq:

298.48 63.96 .02190 .00000

Cascata 01 – antes e após o refeorço


Route Spectrum 14-out-09 11:53:10

OVERALL= .1917 V-DG RMS = .1957 CARGA = .0 RPM = 280. (4.66 Hz)

0 400 800 1200 1600

0

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

0.12

0.14

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

298.50 64.00 .00380


D D D D D

Pico de engrenamento inexistente

Espectro 10: Mancal do eixo de entrada LOA a 280 rpm



07 - Redutor Laminador CSN01 -G2V Shaft 01 Outboard Vertical

Route Spectrum* 14-out-09 14:25:55


0 500 1000 1500 2000 2500 3000

0

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

596.70 63.99 .02338


D D D D D

Pico de engrenamento de AR a 560 RPM

Espectro 11: Engrenamento entrada – 560 rpm

O segundo engrenamento, entre os pinhões de BR, também possuem níveis muito baixos de vibração, conforme indicados nos espectros de 12 e 13

Os espectros 12 e 13 indicam a condição do engrenamento na posição axial (pondo que apresentou maior amplitude), com o teste em 280 e 560 rpm. Podemos verificar que após a melhoria estrutural na carcaça e a nova montagem do conjunto, os picos de harmônicos do engrenamento sumiram, o que indica nitidamente uma melhora da condição de trabalho do conjunto, conforme indicado no espectro em cascata 03 abaixo, onde tem-se indicadas as condições de vibração nos dois testes realizados.

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Frequency in Hz

01 -G4A Shaft 02 Outboard Axial

0 500 1000 1500 2000 2500 3000

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

Max Amp .42

14:29:3714-out-09

15:13:1429-set-09

RPM= 492.4 15:13:14 29-set-09

Harmônicos não estão mais presentes



Espectro 13:Engrenamento dos pinhões de BR – harmônicos sumiram

01 -G4A Shaft 02 Outboard Axial

Route Spectrum* 14-out-09 11:57:02


0 100 200 300 400 500 600 700 800

0

0.04

0.08

0.12

0.16

0.20

0.24

0.28

0.32

Frequency in Hz

RM

S V

elo

city

in m

m/S

ec

Freq: Ordr: Spec:

107.34 26.25 .00201


I I I I I I I

Engrenamento de BR a 280 rpm

Espectro 14: Axial-BR

Conclusão

A ação corretiva obteve êxito na intenção de modificar as frequências naturais do conjunto. Em 2º teste realizado, o comportamento, em termos de ruído e características de vibração, melhoraram significativamente, sendo esta melhora nitidamente perceptível para quem acompanhou os testes.

O equipamento apresentou características de vibração relativas aos engrenamentos em condições normais. Não apresentando qualquer sintoma de falhas de ajustes de folgas, ressonâncias ou ainda falhas de rolamentos. O equipamento apresentou ruído normal durante o 2º teste, não apresentando ressonância das paredes da carcaça. Para que se possa realizar uma melhor análise, um novo teste com carga durante a partida do equipamento foi indicado.



Conclusão As causas de vibrações em redutores de velocidades podem ter origem em seu principio de funcionamento, característica de deformação de seus componentes ou ainda defeitos e falhas dos seus elementos. A grande dificuldade para os que trabalham com este tipo de máquina é a análise de baixa frequência que conforme indicado neste pode ser contornada com a aplicação correta de técnicas de análise deforma de onda em suas mais variadas formas de visualização. A análise de vibração é uma importante ferramenta para a avaliação e determinação da fonte de vibração e sua interpretação, que em conjunto com os valores definidos em normas como referências e o histórico do equipamento fornecem boa confiabilidade no monitoramento preditivo deste tipo de equipamento, reduzindo os índices de falha e aumentando assim a disponibilidade destes equipamentos em campo.

ruído e vibração em redutores

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