vibrações em hidrogeradores

III ENAM

19 a 22 de Novembro de 2006 Encontro Nacional de Monitoramento Foz do Iguaçu – PR - Brasil

Rua Real Grandeza, 219 sala 701 A – Botafogo - CEP 22.283-900 – Rio de Janeiro- RJ -BRASIL

Tel.: (21) 2528-4862 Fax: (21) 2528-4057 E-mail: [email protected]

Vibrações em Hidrogeradores

EVANDRO FREIRE*

FURNAS CENTRAIS ELÉTRICAS S.A

Brasil

RESUMO

A experiência tem demonstrado que hidrogeradores são, em geral, máquinas muito robustas e capazes de funcionar durante longos períodos com vibração acima do que seria o ideal sem que conseqüências danosas e imediatas sejam observáveis. Este fato, de certa forma, tem permitido que ainda hoje empresas concessionárias de energia operem suas unidades geradoras dispondo apenas de um supervisório mínimo de vibração para, no caso, de detecção de um aumento significativo deste parâmetro, pessoal e instrumentação especializados na área sejam mobilizados para se chegar a um diagnóstico e solução da causa do problema. No entanto, isto vem se tornando uma exceção já que, via de regra, a estratégia adotada pelas empresas geradoras tem recaído no monitoramento “off-line” ou “on-line” da vibração e de outros parâmetros.

Nos últimos tempos, FURNAS tem investido na aquisição de sistemas de monitoramento “on-line” de unidades geradoras em algumas de suas plantas hidrelétricas. Em que pese este investimento de vulto, os ganhos de produtividade ou de disponibilidade ainda são pífios ou inexistentes. Boa parte disso, se deve ao pouco envolvimento ou à sub-utilização, por parte do pessoal de manutenção de campo, dos recursos técnicos que tais sistemas podem oferecer. Uma forma de contemporizar esta dificuldade é motivar este pessoal-chave através da difusão do conhecimento na área, visando facilitar a interpretação da informação que pode ser extraída desses sistemas. O trabalho apresentará uma coletânea de soluções e problemas de vibração em hidrogeradores já vivenciados por FURNAS, formando quase que um “pout pourri”, sendo que boa parte deles também pelo autor. A abrangência dos mesmos, praticamente, cobre a quase totalidade da clássica árvore de Vladislavlev com a sua gama de problemas de vibração em hidrogeradores de origem mecânica, hidráulica e elétrica, tanto em regime permanente e também, em alguns casos, em regime transiente.

PALAVRAS-CHAVE

Vibração, Manutenção, Hidrogerador.

III ENAM


2

1. VIBRAÇÃO EM HIDROGERADORES

Problemas de vibração em hidrogeradores não são os mais freqüentes, no entanto, comparados aos problemas mais corriqueiros, tais como vazamentos e desajustes, apresentam um custo de manutenção, em termos de H-h (homens-horas), bastante caro (1). Apesar da relativamente baixa velocidade em que estes equipamentos usualmente operam, a vibração a que podem estar sujeitos pode ser bastante intensa a ponto de impedir a sua operação ou restringí-la a apenas determinadas condições operacionais. As regras gerais para a análise de vibração e o estabelecimento de diagnóstico de máquinas rotativas podem ser estendidas para os hidrogeradores, no entanto, as particularidades destes tipos de máquinas, evidentemente, devem ser levadas em consideração. Devido às usuais grandes dimensões deste tipo de máquina, para se ter uma ampla avaliação do estado de funcionamento é necessário aquisitar a medição de vibração e também de outros parâmetros em diversos de seus locais. A Figura 1 é uma adaptação da árvore apresentada em (2), nela observa-se que a vibração que sujeita hidrogeradores pode ser de origem hidráulica, mecânica e elétrica, em quaisquer dos casos podem ocorrer vibrações em regime transiente ou estacionário, ou ainda, ressonâncias das freqüências das forças excitadoras com vibrações naturais de componentes da máquina. Vibrações mais intensas em regime permanente são geralmente de natureza periódica, em vista disso, cada uma das forças perturbadoras pode ser identificada por sua resposta em freqüência.

Figura 1 – Vibrações em hidrogeradores podem ser de origem mecânica, hidráulica e elétrica

III ENAM


3

2. DE ORIGEM MECÂNICA

2.1 Desbalanceamento de Massas

Como em qualquer máquina rotativa, prevalecem as características mandatórias para a identificação da vibração, predominantemente radial, oriunda de um desbalanceamento, quais sejam:

- é senoidal na freqüência de rotação da máquina - é um vetor rotativo - é proporcional à rotação

O espectro de vibração apresenta uma banda estreita na freqüência de rotação, com amplitude e ângulo de fase estáveis. Por outro lado, a trajetória não filtrada da linha de centro do eixo tende a ser circular. A vibração devido a aquecimentos localizados devido a toques entre eixo e labirintos de mancais é bastante similar, a diferença é que, neste caso, a amplitude pode variar subitamente, dependendo das condições de operação, ou seja, no momento em que a elevação de temperatura no eixo ocorre é quando a vibração aumenta. A Norma VDI 2059 (3) estabelece valores limites de vibração relativa do eixo (Smax), em deslocamento medido na altura do plano de escora.

2.2 Forças Elásticas no Eixo

Forças elásticas perturbadoras no eixo ocorrem como resultado de desalinhamento ou distorção da linha de centro do eixo (4) e são transmitidas aos mancais de guia da unidade geradora. Situações de desalinhamentos levam a sobrecargas nos mancais, isto pode ser provocado por desalinhamentos angular ou de concentricidade entre os semi-eixos da turbina e do gerador, superfícies não paralelas entre munhão e mancal, ausência de perpendicularismo entre eixo e anel rotativo de escora e falta de concentricidade entre mancais guia. Distorções no eixo podem também ser provocadas por excessiva inclinação do eixo. Uma órbita muito elíptica (oblonga) ou em formato de "banana" indica que restrições sobre o rotor não são iguais em todas as direções, isto pode ser atribuído a rigidez não uniforme do mancal ou a presença de forças atuantes sobre o rotor (devido a desalinhamentos ou cargas laterais induzidas). Assim, restrições de movimentação do eixo, oriundas do MGT, podem provocar órbitas na altura do MGG tipicamente características de desalinhamentos entre estes dois mancais. Uma forma de aliviar isto é melhorar o alinhamento entre os mancais guia do gerador (MGG) e da turbina (MGT) através da compensação entre os mesmos do “run-out" de montagem, obtido por teste rotacional (NEMA MG 5.2-1972).

Ainda de acordo com (3) e (4), quando forças elásticas são excitadas no eixo o espectro de vibração apresenta amplitudes constantes ou levemente variáveis com bandas estreitas nas freqüências de rotação e múltiplos, especialmente a dupla. Sendo que (2) estabelece que, quando o mancal de escora é constituído por sapatas, uma importante componente da vibração ocorre em kn/60 Hz, onde k é o número de sapatas de escora e n é a rotação da unidade em rpm. Por outro lado, se existem razões para provocar o desalinhamento na unidade, é de se esperar que a vibração axial da unidade esteja acima do seria tido como normal.

2.3 Roçamentos

O contato entre as partes rotativa e fixa de anéis de selagem de turbinas está sujeito a ocorrer quando as folgas entre elas tornam-se menores que as previstas em projeto, isto pode acontecer em função, por exemplo, de deformações nos anéis fixos causadas por reações no concreto da casa de força. O dimensionamento desta folga tem influência nas perdas da turbina e tem que levar em conta situações em que a vibração da parte girante se torna mais intensa, como no caso de sobrevelocidades em conseqüência de rejeições de carga. Quando ocorre este tipo de roçamento, o que usualmente se faz é o esmerilhamento do aro descarga, nos pontos em que há este contato. Como resultado desta intervenção, a trajetória do eixo se torna mais freqüente do que antes e com um menor número de laços (5). No caso de roçamento entre as pás e o cubo de rotor Kaplan, há a formação de um processo de desgaste adesivo, usualmente por falta de lubrificação entre estas duas superfícies justapostas, e que provoca

III ENAM


4

vibrações de altas freqüências durante a movimentação das pás. Este processo de desgaste é muito lento, mas acarreta, ao longo do tempo, a elevação do torque de atrito para a movimentação das pás, além de introduzir pulsações de pressão no interior do servomotor de comando das pás que, por sua vez podem levam à fadiga de componentes da cadeia cinemática de posicionamento das pás.

2.4 Folgas Excessivas Folgas excessivas em mancais guia acarretam aumentos na amplitude de vibração com intensidade maior no munhão correspondente ao mancal desajustado. A causa imediata do desajuste muitas vezes está relacionada à quebras ou desgastes em componentes responsáveis pela regulagem de folgas dos mancais. O espectro vibratório radial apresenta excitações em harmônicos de 1x, 2x, 3x, 4x ou mesmo superiores à rotação do eixo, após a correção do problema os harmônicos superiores são enormemente reduzidos.

2.5 Perda de Acuidade de Montagem Montagens de componentes de hidrogeradores podem ficar sujeitas ao “fretting”, que se trata de um fenômeno de lenta evolução que provoca o desgaste sem movimento relativo entre duas superfícies de contato, apertadas entre si, e sujeitas à vibração relativa de amplitudes extremamente reduzidas. Sinais visíveis da existência de “fretting” podem ser constatados através da formação no local de óxido de ferro (pó vermelho). A prevenção, a nível de manutenção, contra este fenômeno consiste em proteger as superfícies com graxa à base de sulfito de molibdênio. Com o passar dos anos de operação podem surgir folgas, atribuídas ao “fretting”, entre chavetas e seus rasgos capazes de elevar bastante a vibração. Tipicamente, isto está sujeito a acontecer em acoplamentos enchavetados de árvores/cubos. A vibração resultante destas folgas se apresenta de forma intermitente, ou seja, numa mesma condição operacional da unidade geradora, imposta em tempos diferentes, ora a vibração se apresenta baixa, ora se apresenta alta. No caso de coroa magnética enchavetada à aranha de rotor, a perda de acuidade da montagem pode levar a imprecisões na circularidade e concentricidade do rotor, trazendo também prejuízos ao balanceamento magnético da unidade. A solução definitiva passa pela recomposição do formato do rotor e por ajustes interferentes de montagem com a devida substituição das chavetas, podendo ainda implicar na re-usinagem dos rasgos das chavetas.

3. DE ORIGEM HIDRÁULICA

A vibração de origem hidráulica, via de regra, é atribuída a interações entre a massa fluida passando pela turbina e o conjunto girante como um todo, ou então com componentes da própria turbina. Estas forças perturbadoras são criadas a partir da formação de vórtices, em determinadas condições operacionais, que, por sua vez, ao serem destruídos por chocarem-se com o rotor da turbina ou ao serem formados em componentes ou ainda no rotor da turbina, provocam vibrações nos próprios componentes ou no eixo da unidade. O entrelaçamento de filamentos fluidos contribuem para intensificar a força hidráulica perturbadora. A vibração não periódica de origem hidráulica, ou seja, aquela em que a amplitude provocada pela vibração varia de forma não previsível, por possuir uma baixa interação com as estruturas mecânicas, normalmente não é causadora de problemas. 3.1 Desbalanceamento Hidráulico sobre o Rotor As palhetas diretrizes de sistemas distribuidores são dimensionadas de forma que em quase toda a sua faixa de funcionamento possuam tendência de fechamento, assim, em caso de rompimento do fusível mecânico de segurança de alguma palheta, como por exemplo: um pino de cisalhamento ou bielete de fratura, a mesma será forçada ao fechamento pela própria atuação do torque hidráulico. Quando isto ocorre, a distribuição do fluxo d’água em volta do rotor perde a simetria, o que provoca o desbalanceamento hidráulico do rotor da turbina, sendo, então, o munhão compelido a carregar de forma não-uniforme o mancal guia da turbina (MGT). Tal fato, por sua vez, acarreta na rápida elevação da temperatura das sapatas mais solicitadas do MGT.

III ENAM


5

A quebra na simetria da distribuição de pressões agindo lateralmente sobre o rotor, desbalanceamento hidráulico, ocorre na freqüência de 1xRPM e também é provocado por (4):

- excentricidade nos anéis de selagem da turbina provocada por desgaste nos mesmos - perturbação hidráulica provocada por massa erroneamente afixada no cubo do rotor ou

desequilíbrio causado por usinagem do rotor. Em ambos os casos, defeitos acidentalmente introduzidos durante o balanceamento estático do rotor.

Em turbinas Kaplan, o desconjugamento de uma das pás também provoca o desbalanceamento hidráulico do rotor e vibrações bastante intensas em todo o conjunto girante. Usualmente, quando isto ocorre, advém de problemas na cadeia cinemática de uma das pás, no interior do cubo do rotor Kaplan.

3.2 Vórtices Formados no Tubo de Sucção

Turbinas Kaplan e Francis estão comumente sujeitas a formarem vórtices espiralados após a massa fluida deixar o rotor, principalmente na faixa de carga que compreende de 25 a 45% da potência nominal. Sob tais regimes operacionais a vibração da turbina aumenta bastante, de mesmo modo, a distribuição de pressão e forças atuantes sobre as pás passam a variar com maior intensidade que, no entanto, sofrem também influência do nível de água no canal de fuga. A rotação destes vórtices é no mesmo sentido e usualmente menor que a do rotor, sendo que a freqüência de pulsação de pressões devido a formação de vórtices na saída do rotor pode ser aproximadamente calculada, para tubos de sucção de profundidade normal, pela fórmula de Donaldson (4):

HzK

rpmf

60=

K→ varia de 3,0 a 3,6 para turbinas Francis em meia-carga e entre 1,0 e 1,3 para 100% ou mais de carga (7) K→ varia entre 4,2 e 4,6 para turbinas Kaplan O fabricante da turbina, ao ensaiar em modelo reduzido, busca entre outros parâmetros descobrir a freqüência destas pulsações de pressão no tubo de sucção, de forma a prevenir-se quanto a ressonâncias que podem, além de aumentar a vibração da unidade geradora, acarretar oscilações de potência nos bornes de saída do gerador. No caso de, ainda assim, as pulsações de pressão no tubo de sucção e as oscilações de potência atingirem valores inadmissíveis podem-se obter notáveis reduções por diferentes métodos (6, 7). Em quaisquer dos processos eventualmente utilizados, há sempre necessidade de se ensaiar previamente em modelo reduzido, homólogo ao protótipo, a solução proposta, visto que uma proposição pode se aplicar beneficamente a uma situação, no entanto, não fornecer resultados satisfatórios em uma outra aplicação. As soluções via de regra empregadas são: admissão natural de ar, injeção forçada de ar, colocação de diferentes tipos de obstáculos mecânicos no tubo de sucção, visando a quebra ou dissipação dos vórtices formados, extensão do cone do rotor e, por último, se isto é possível, evitar-se operar a turbina na faixa prejudicial. Em quaisquer dos casos há sempre vantagens e desvantagens, as quais devem ser exaustivamente avaliadas para a seleção da melhor opção.

Por não requerer equipamento para obtenção de ar comprimido e todo aparato correlato, a admissão natural de ar à pressão atmosférica com o intuito de atenuar instabilidades hidráulicas é preferível à injeção forçada. No entanto, sua utilização pode ter efeito limitado desde que a sua admissão abaixo do rotor é função da potência de saída da turbina, já que esta capacidade de sucção de ar é dependente das condições de operação da unidade. Já a injeção forçada de ar é mais eficiente quando ocorre no espaço anular entre a saída das palhetas diretrizes e a entrada do rotor. Esta injeção além de reduzir a instabilidade hidráulica, por baixar a freqüência das pulsações atuantes no rotor para valores menores que a FN (freqüência natural do gerador interligado no sistema de transmissão) e, portanto, dessintonizando da ressonância (9), também possui efeito benéfico ao diminuir a cavitação sobre as pás do rotor (6). Apesar da introdução de perdas primárias e secundárias (devido aos compressores) de rendimento, grandes vazões injetadas de ar (0,5 a 3% da descarga da turbina) têm um benefício mais direto sobre a

III ENAM


6

oscilação de potência, enquanto menores de vazões de ar (0,1 a 0,2%) servem para atenuar o ruído alta freqüência da turbina e a erosão por cavitação.

3.3 Fenômeno de Cavitação na Turbina

Além de elevar o custo de manutenção necessário à recomposição da superfície erodida das pás do rotor, a cavitação acarreta em perda de eficiência da turbina. Sua vibração atinge freqüências da ordem de 100 Hz, sendo sua intensidade diminuída pela injeção de ar comprimido na turbina.

3.4 Vórtices de Karman em Palhetas e Pás

Em que pese a presente disponibilização de modernos processos de cálculo e de simulação baseados em CFD (Fluido-Dinâmica Computadorizada), as exigências crescentes na busca de máquinas hidráulicas cada vez mais eficientes, mais esbeltas e mais baratas têm ainda levado ao surgimento ocasional de problemas de vibração induzida por fluxo. Os vórtices de Karman que se formam a partir da saída de palhetas e pás são um caso típico destas excitações hidráulicas.

Esta trilha de vórtices gera uma força oscilatória que age sobre a pá ou palheta com uma freqüência que aumenta linearmente com a velocidade do fluxo, ou seja, a carga da turbina. O valor desta freqüência de Karman (fK), em Hz, é determinada por:

D

VSfK =

S→ Número de Strouhal, igual a 0,22 ± 18% (10) V→ Velocidade de escoamento do fluido no ponto de descolamento da camada limite, m/s D→ Espessura da palheta ou pá onde ocorre o descolamento da camada limite, em m O fluxo hidráulico passando pela turbina pode induzir a vibração de forma forçada, por ressonância ou por auto-excitação. No caso da vibração forçada (turbilhonamento), as forças originárias do fluido têm uma natureza aleatória e, por sua pequena interação mecânica com as estruturas, não introduzem tensões dinâmicas capazes de levar à fadiga os componentes estruturais das turbinas. A experiência tem demonstrado que, na quase totalidade dos casos, quando ocorrem problemas de trincas em pré-distribuidores a causa pode ser unicamente atribuída à formação de trilhas de vórtices deixando a borda de saída de palhetas fixas (10) com, seguramente, freqüências de excitação hidráulica muito próximas ou iguais às suas freqüências naturais. Quando a vibração é auto-excitada as palhetas fixas ficam sujeitas ao fenômeno de “lock-in”, ou seja, há uma vibração por ressonância da freqüência de excitação hidráulica (vórtices de Karman) com a freqüência natural da palheta que, devido ao desenvolvimento de um mecanismo de realimentação (acoplamento) intensifica as forças hidráulicas que, por sua vez, aumentam a amplitude de vibração. A vibração estrutural torna-se suficientemente grande, a ponto de controlar a freqüência das forças hidráulicas e amplitude dos vórtices. No entanto, as forças oscilatórias acompanham o crescimento linear da velocidade de escoamento, isto é, a carga da turbina. A solução, usualmente adotada na prática, para eliminar a ressonância entre a freqüência natural de palhetas e pás com a freqüência de excitação devido à formação de trilha de vórtices, via de regra, consiste em mudar o perfil de saída das palhetas (10) e pás (11). Após a implementação da modificação, há sempre a necessidade de realizar-se uma medição extensométrica, varrendo a plena abertura do distribuidor, para avaliar-se o efeito obtido. Se não há razão para supor que as tensões estáticas presentes nos engastes entre palhetas e flanges do pré-distribuidor estejam com valores elevados (da ordem da tensão de escoamento do material), quer seja por medição de tensões residuais, quer seja pelo adequado e prevalecente processo de fabricação, um valor de tensão dinâmica de 10 N/mm2, pico a pico, é o suficiente para prevenir o surgimento de trincas (10). No caso de encontrarem-se tensões estáticas elevadas, deve-se avaliar mais detalhadamente e, principalmente, por mais tempo, pelo menos por 20.000 horas de operação após a modificação, se o citado nível de tensão dinâmica é o bastante para evitar a ocorrência de trincas. Como referência para pás de rotores, em condições similares às anteriores, deve ser considerado o valor máximo de tensão alternada de 30 N/mm2, pico a pico (12).

III ENAM


7

3.5 Vórtices Rotacionalmente Relacionados

De forma a evitar que vibrações causadas por ressonâncias com componentes excedam níveis de segurança da turbina , o fabricante ao desenvolver seu projeto, usualmente , dá atenção especial às excitações de origem hidráulica, tipicamente vórtices formados nas palhetas e que estão relacionadas à rotação da unidade geradora através de múltiplos de pás e palhetas, comumente chamadas de freqüências de passagem. Face a este zelo no projeto e conhecimento tecnológico já acumulado na área, raramente ocorrem problemas deste tipo. No entanto, mesmo não havendo ressonância, a vibração forçada resultante do entrelaçamento destes vórtices pode assumir valores anormais. As freqüências rotacionalmente relacionadas à velocidade da unidade geradora que podem induzir à vibração causada por excitações hidráulicas são:

BN

F .60

= Hz ( I )

1..60

BBN

F = Hz ( II )

1.60

BN

F = Hz ( III )

onde: F→ freqüência, Hz N→ velocidade de operação da unidade, rpm B→ número de pás do rotor B1→ número de palhetas móveis A vibração de origem hidráulica na freqüência múltipla rotacional interagindo com o no de pás do rotor e harmônicos, conforme o caso ( I ), é usualmente devido à diferença de pressões laterais à direita e à esquerda da bequilha (13). Desde que forças axiais agindo sobre o rotor não são totalmente previsíveis em laboratório, sua eventual existência e conhecimento pode ocorrer somente após a entrada em operação do protótipo. Uma solução possível de ser aplicada para evitar este problema é buscar equalizar estas pressões laterais na bequilha, através da execução de diversos furos passantes interconectando estes dois lados. Quanto mais a turbina opera fora dos seus melhores rendimentos, mais a direção do fluxo entrando no rotor passa a diferir da direção do fluxo deixando as palhetas móveis. Isto provoca perturbações na freqüência de interação entre as palhetas móveis do distribuidor e as pás do rotor, conforme o caso ( II ). Essas excitações, a depender da velocidade de rotação do rotor, podem ultrapassar 1000 Hz. O caso (III) está sujeito a ocorrer em condições de desalinhamento dos mancais das palhetas móveis, por exemplo, quando os mancais das palhetas situados na tampa da turbina não estão na mesma linha de centro dos mancais respectivamente abaixo. Este fato fica caracterizado pela existência de bandas laterais desta freqüência de passagem de mais e menos a rotação da unidade geradora. A injeção de ar também possui efeito benéfico para reduzir esta excitação nesta freqüência de passagem.

4. DE ORIGEM ELÉTRICA

4.1 Desbalanceamento Magnético

O desbalanceamento magnético ocorre sempre na direção radial e com a máquina excitada. Possui ainda espectro na freqüência predominante de 1xRPM da unidade geradora, no entanto para o caso de rotores flutuantes de baixa rigidez e que, por isso, possam assumir a forma elíptica ao flutuarem e com isto promoverem um entreferro não uniforme, a força predominantemente excitada no núcleo do estator ocorre na freqüência de 2xRPM. A depender da magnitude destas forças magnéticas variáveis, trincas por fadiga podem, inclusive, surgir nas fixações das chavetas do núcleo estatórico (14). A amplitude de vibração devido ao desbalanceamento magnético pode variar se houver também desbalanceamento

III ENAM


8

mecânico, podendo diminuir com o aumento de carga, se o desbalanceamento magnético é oposto ao mecânico. A correção do desbalanceamento magnético pode ser tentada através da adição de massas, através das quais, muitas vezes, chega-se a solução de compromisso, onde se piora o balanceamento mecânico para, em contrapartida, melhorar o balanceamento magnético. Em raríssimas vezes, vale dizer que em casos de grande dificuldade de balanceamento magnético, pode-se tentar fazer um balanceamento em 2 planos no rotor. A chave desta decisão é baseada na vibração axial, se esta medida tomada no raio mais externo do rotor, tipicamente na pista de frenagem, for considerada excessiva torna-se válido buscar um balanceamento dinâmico, ou seja, a correção de binário. 4.2 Laminado Frouxo Um problema a que estão sujeitos os núcleos estatóricos é o seu afrouxamento. Esta propensão ao afrouxamento ocorre, notadamente, em extremidades de seções de pacotes do laminado em função da maior flambagem a que estão sujeitas as lâminas destas áreas. Tal fato deve-se ao próprio ciclo térmico de funcionamento do gerador em que, face às diferenças de temperaturas entre o núcleo e a carcaça, a livre dilatação do núcleo é restringida pela carcaça. Ao contrário da fadiga de baixo ciclo, ocasionada por grandes deformações específicas em períodos mais longos, a vibração devido ao laminado frouxo do estator acarreta vibração de relativamente pequena amplitude, mas de alta freqüência, e pode levar a desgastes de lâminas menos apertadas, bem como, à fadiga de alto ciclo em componentes ligados à fixação do núcleo à carcaça do estator. Uma vez comprovado o afrouxamento do núcleo, a solução imediata para evitar-se este tipo de problema consiste, então, em reapertar o núcleo de tempos em tempos, usualmente, de 2 em 2 anos.

4.3 Curto-Circuito nos Polos

Por alterar a densidade de fluxo magnético de interação entre rotor e estator, a vibração causada por curto circuito em uma ou mais bobinas de polos promove o desequilíbrio magnético, é, portanto, similar à provocada por entreferro não-uniforme e ocorre em 1x RPM ou seus harmônicos (4). A localização do pólo ou polos em curto é feita através de ensaio de surto aplicado individualmente a cada polo ou pares de pólos ou grupo de polos.

5. RESSONÂNCIAS

5.1 No Núcleo do Estator Apesar de correntes de seqüência negativa surgirem num hidrogerador bem projetado apenas em condições de cargas assimétricas, sabemos que a tensão em Volts de um sistema elétrico nem sempre é estritamente simétrica, assim um gerador conectado a este sistema estará sujeito, quando operando em vazio, a mais ou a menos correntes de seqüência negativa. A interação entre o campo magnético produzido por estas correntes de seqüência negativa e o intrinsecamente existente no gerador provocam vibrações, de origem magnética, no núcleo do estator na freqüência de 120 Hz, para redes em 60 Hz (15). Se a freqüência natural do núcleo do estator se encontrar próxima de 120 Hz, a ressonância ocorre. Esta vibração, predominantemente na direção radial, é tão mais intensa quanto mais assimétricas forem as cargas. De acordo com (16), para raios de núcleo estatórico na faixa de 4,5 a 6,7 m na condição de ressonância e sob condições de carga assimétrica, são permissíveis valores de até 50 µm de vibração radial. 5.2 Vibrações Laterais no Eixo Hidrogeradores de eixo vertical são tidos como sendo máquinas de eixo rígido, ou seja, operam a velocidades bem abaixo da velocidade crítica. No entanto, a depender da magnitude das forças de origem hidráulica com amplo espectro de freqüência que, tipicamente, podem ocorrer na faixa de instabilidade hidráulica, é possível surgir modos forçados de vibração flexional do eixo com freqüências correspondentes bem definidas e amplitudes bem maiores do que na faixa estável de operação, caracterizando-se como ressonâncias. Este tipo de fenômeno, embora incomum, está sujeito a ocorrer

III ENAM


9

(17). Nesta situação, como as amplitudes tornam-se maiores, evita-se operar a unidade para não sobrecarregar os mancais da unidade. 5.3 No Conduto Forçado Invariavelmente problemas de vibração em condutos forçados, quando raramente ocorrem, são originários no projeto. E neste caso, o projetista usualmente tem que se preocupar com as excitações de pressão formadas a jusante, como por exemplo, vórtices formados no tubo de sucção. Via de regra para suplantar este tipo de problema, a única solução factível consiste em alterar a freqüência natural do sistema através da sua modificação estrutural, como por exemplo, reforçando o conduto por meio anéis enrijecedores. Apesar de não existirem normas internacionais estabelecendo níveis admissíveis de vibração em condutos forçados de forma a prevenir riscos, (18) sugere baseado na experiência o limite de: Vibração Max. Pico-a-Pico < D/1000 mm Por outro lado (19) estabelece como limite de deformação dinâmica 100 microstrains, pico-a-pico, a partir dos quais deverá haver uma investigação mais apurada para se certificar que genericamente uma tubulação não está sujeita a falhar por vibração excessiva.

6. MONITORAMENTO DE HIDROGERADORES

À semelhança do que já ocorreu com as turbomáquinas, há uma tendência mundial de que unidades hidrogeradoras também passem a ser monitoradas, em cada vez maior número, de forma contínua e permanente através de diversos de seus parâmetros. Isto justifica-se em função de vários fatores, tais como: o sistema elétrico passou a demandar uma maior flexibilização operativa das unidades, funcionamento em regimes de sobrecarga, onda crescente de modernizações de usinas, exigências fiscalizatórias, busca por índices de disponibilidade mais altos e redução de custos de manutenção. Tudo isto aliado à maior proteção disponibilizada a ativos tão caros e de demorado retorno para iniciar a operação, como são as plantas hidrelétricas. Em contrapartida, têm surgido ofertas no mercado de diversos sistemas de monitoramento adaptáveis aos requisitos exigidos pela clientela e a preços cada vez mais competitivos. Todos estes fatores e mais outros específicos de cada concessionária, têm levado a empresas geradoras de energia elétrica a investirem, em maior ou menor grau, na aquisição de sistemas de monitoramento para garantir que suas máquinas geradoras possam cumprir tais exigências com a segurança, integridade e confiabilidade desejadas. Ademais, também não há unanimidade com respeito ao grau de sofisticação dos recursos desejados e empregados na tarefa de monitorar, quantidade de parâmetros e de pontos, tipos de medição, recursos de análise, etc, pois isto depende da filosofia de cada empresa geradora. Por outro lado, a experiência tem demonstrado que hidrogeradores são, em geral, muito resistentes e capazes de funcionar durante longos períodos com vibração acima do que seria ideal sem que conseqüências danosas e imediatas sejam observáveis. Então, por que realizar investimentos de vulto que, comumente, demoram alguns anos para dar retorno quando a rigor as máquinas vem operando satisfatoriamente, muitas vezes com parcos e escassos recursos na área de vibração? O fato é que não se pode prescindir de um mínimo de controle sobre um parâmetro tão importante quanto a vibração e as empresas concessionárias de energia elétrica sabem disso. Assim, via de regra, a estratégia adotada por elas recai em um dos três caminhos: - Supervisório mínimo de vibração: neste caso, se observado um aumento significativo da vibração, pessoal e instrumentação especializados na área são mobilizados para se chegar a um diagnóstico e solução da causa do problema. Esta estratégia não requer um tratamento sistemático da vibração, de acordo com o conceito preditivo, mas implica em disponibilidade de especialistas em diversas áreas prontos para intervir na máquina. Neste caso, como a intervenção é necessária, mas intempestiva, o planejamento da ação pode ficar prejudicado e, conseqüentemente, os prazos de resposta tendem a ser maiores. - Monitoramento “off-line” da vibração: geralmente envolve, no mínimo, um operador e um coletor portátil de dados que, associado a um computador de processo, permite disponibilizar através de um “software” de análise o estado da unidade hidrogeradora. Toda a informação é analisada por um especialista. Os dados são aquisitados a partir de sensores instalados permanentemente na máquina, de

III ENAM


10

acordo com uma periodicidade usualmente adotada como mensal. No entanto, defeitos que se desenvolvam rapidamente e, que por isto não sejam percebidos pela monitoração “off-line”, podem levar a paradas inesperadas pela própria atuação da proteção da unidade geradora. Neste caso, além da parada intempestiva e a possibilidade de que a unidade já tenha sofrido algum dano, os dados armazenados poderão não indicar variações sensíveis nos parâmetros monitorados que sirvam de orientação na pesquisa da falha. - Monitoração “on-line” da vibração: o acompanhamento é contínuo e, praticamente, em tempo real. O contínuo desenvolvimento da tecnologia digital e sua rápida absorção pela indústria trouxe a possibilidade de integração de diferentes parâmetros e de sistemas, tal fato tem permitido correlacionar automaticamente diversos parâmetros e variáveis de processo, bem como otimizar todo o gerenciamento da manutenção, possibilitando uma melhor compreensão da condição de funcionamento da máquina e, portanto, uma maior confiabilidade quando comparada à monitoração “off-line”, no entanto, seu custo de aquisição é muito maior. 7. REFERÊNCIAS

Erro! (1) Vizzoni, E., Estatística de Ocorrências em Equipamentos Rotativos e de Geração de Energia

Elétrica, V SMMER-FURNAS, 1997 (2) Vladislavlev, L.A., USDI, National Science Foundation, Vibration of Hydro Units in

Hydroelectric Power Plants (3) VDI 2059 – Part 5, Shaft Vibrations of Hydraulic Machine Sets, October 1982 (4) Baker, M., Measurement of Shaft Vibration on Hydro Electric Turbine Generators – Part 1,

August 83 (5) Freire, E., O Passo a Passo da Implantação da Manutenção Preditiva Através da Medida de

Vibração em Hidrogeradores de Furnas Centrais Elétricas S.A., XIII SNPTEE, 1995 (6) Grein, H., Vibration Phenomena in Francis Turbines: Their Causes and Prevention, Escher

Wyss News 1/1981/1/1982 (7) Fazalare, R.W., Trends in Selecting and Procuring Hydro Turbines, Water Power & Dam

Construction, December 1986 (8) Rheingans, W.J., Power Swings in Hydroelectric Power Plants, April 1940 (9) Purdy, C.C., Reducing Power Swings of Tarbela’s Turbines, Water Power & Dam

Construction, April 1979 (10) Gummer, J.H., Hensman, P.C., A Review of Stay Vane Cracking in Hydraulic Turbines,

Water Power & Dam Construction, August 1992 (11) Sagawa, T., Reduction of Noise and Vibrations in a Turbine, Transactions of the ASME,

1969 (12) VOITH, Medições de Tensões no Rotor da Turbina no 4 de Marimbondo, Relatório

5894/III (Tradução), Março de 1981 (13) Netsch, H., Giacometti, A., Axial Flow-Induced Vibrations in Large High-Head

Machines, Water Power & Dam Construction, August 1982 (14) Moore,V.A., Experience with Large Hydro-Generators at Grand-Coulee, IEEE, October

1983 (15) Shizhang, X., Magnetic Vibration of Hydrogenerator Stator Core Due to Rotor

Eccentricity, Rotor Non-Circularity and Negative-Sequence Current, Electra N.86, 1983 (16) Nadtochii, V.M., Tsvestkov, V.A., The Forces and Vibrations in Hydrogenerators

Operating under Asymetrical Conditions, Electric Technology, U.S.S.R., No. 3, 1989 (17) Ripper, A.P., Freire, E., Nascimento, L.P., Medições de Vibrações de Eixo em Unidade

Hidrogeradora, III ERLAC, 1989 (18) Bhave, S.K., Achareker, C.L., Murthy, B.N., Goyal, S.K., Vibrations in Penstockes,

Water Power & Dam Constructions, November 1987 (19) Simmons, Lifshits, Vibrations Measurements for Determining Plant Component

Reability, Southwest Research Institute

vibrações em hidrogeradores

Engineering