Apostila Compressor Centrifugo

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COMPRESSORES CENTRÍFUGOS 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
1- Tipos de Compressores 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Introdução 1.1 
Caminho do Gás 1.2 
Tipos de Compressores 1.3 
Compressores com Carcaça bipartida horizontalmente 1.4 
Compressores com Carcaça bipartida Verticalmente 1.5 
Compressores com Carcaça tipo “Sino” 1.6 
Compressores tipo “SR” 1.7 
 
 1
 
1.1 INTRODUÇÃO 
 
O compressor centrífugo é uma máquina “dinâmica”. Possui uma vazão contínua de 
fluido, que recebe energia do conjunto impelidores e eixo. Esta energia é 
transformada em pressão, parte através dos impelidores e parte pela seção do 
estator, isto é, nos difusores. 
 
Esta tipo de máquina é composta de uma carcaça externa (A) que contém a parte do 
estator, chamada de Bundle (Conjunto de diafragmas) (B) e um rotor formado por um 
eixo (C), um ou mais impelidores (D), um tambor de balanceamento (E) e um colar de 
escora (F). O conjunto rotor é acionado por meio de um cubo (G) e apoiado por 
mancais radiais (H), e mantido na posição axial por meio de um mancal axial (I). O 
conjunto rotor possui selos labirinto (L) e, se necessário, selos de óleo (M). 
 
 
 
 
A – Carcaça Externa G – Cubo de Acoplamento 
B – Conjunto de Diafragmas (Bundle) H – Mancais Radiais 
C – Eixo I – Mancal Axial 
D - Impelidores L – Selos Labirinto 
E – Tambor de Balanceamento M- Selo de Óleo 
F – Colar de Escora 
 
 2
 
1.2 CAMINHO DO GÁS NO COMPRESSOR 
O gás é sugado para o compressor através de um bocal de sucção e entra na 
câmara anular (voluta de entrada), fluindo para o centro a partir de todas as 
direções em um padrão radial uniforme (ver fig. 1.2). Na câmara, no lado oposto 
ao bocal de sucção, existe uma aleta para evitar perturbações de gás. 
 
 
 
 
Figura 1.2 
 
Carcaça
aleta
Lâmina 
eixo
Impulsor 
voluta de entrada 
Bocal de sucção 
Tubo de sucção 
 3
 
O gás flui para o diafragma de sucção e então é sugado pelo primeiro impelidor 
(ver Fig. 1.3). 
 
 
 
 
 
 
Figura 1.3 
 
Os impelidores consistem de dois discos, referidos como o disco e a proteção, 
conectados por lâminas que são montadas no eixo por interferência e mantidas no 
lugar por uma ou duas chavetas. O impelidor empurra o gás para frente 
aumentando sua velocidade e pressão; a velocidade de saída possui um 
componente radial e um tangencial. 
 
No lado do disco, o impelidor é exposto à pressão de descarga (ver fig. 1.4) e no 
outro lado parcialmente a esta mesma pressão e parcialmente à pressão de 
sucção. Assim é criada uma força de empuxo na direção da sucção. 
Voluta de entrada proteção 
Lâmina
Disco
Chaveta
Eixo
Vedações de labirinto vedação de labirinto 
Diafragma de sucção 
 4
 
Figura 1.4 
 
 
Depois o gás flui através de uma câmara circular (difusor), seguindo um caminho 
espiral onde perde velocidade e aumenta a pressão (devido à equação para 
vazão de fluidos através de condutos). 
 
Depois o gás flui ao longo do canal de retorno; este é uma câmara circular 
limitada por dois anéis que formam o diafragma intermediário que possui lâminas 
(ver fig. 1.5) para dirigir o gás para a entrada do próximo impelidor. 
 
As lâminas são dispostas para retificar a vazão espiral do gás para obter uma 
saída radial e uma entrada axial no impulsor seguinte. O caminho do gás é o 
mesmo para cada impelidor. 
 
 
 5
 
 
 
 
 
 
 
Figura 1.5 
 
 
 
Vedações do tipo labirinto são instaladas nos diafragmas para minimizar os 
vazamentos internos de gás (ver fig. 1.5). Estas vedações são formadas por anéis 
feitos de duas ou mais partes. 
 
O último impelidor de um estágio (o termo se refere à área de compressão entre 
dois bocais consecutivos) envia o gás para um difusor que leva para uma câmara 
anular chamada de voluta de descarga (ver fig. 1.6). 
 
 
 
 
 
Diafragma de entrada 
diafragma 
intermediário 
Difusor 
Canal de retorno 
Luvas 
lâmina
vedações de labirinto
 6
 
 
 
 
A voluta de descarga é uma câmara circular que coleta o gás do limite externo 
dos difusores e transporta o mesmo para os bocais de descarga; perto dos bocais 
de descarga existe outra aleta que evita que o gás continue a fluir ao redor da 
voluta e o dirige para o bocal de descarga (ver fig. 1.7). 
 
 
 
 
Figura 1.7 
 
O tambor de balanceamento (E) é montado no eixo depois do impelidor final (ver 
fig. 1.1). Serve para balancear o empuxo total produzido pelos impelidores. Com 
o impelidor final fornecendo pressão em um lado do tambor, a pressão de entrada 
Figura 1.6
Voluta de 
descarga
Último impulsor
Voluta de descarga
aleta 
Bocal de descarga
 7
do compressor é aplicada no outro lado através de uma conexão externa (linha de 
balanceamento, ver fig. 1.8). 
 
 
 
 
 
Figura 1.8. 
 
Desta forma as pressões de gás nos dois lados do rotor são aproximadamente 
balanceadas. Para obter níveis de pressão ainda mais similares e, portanto, as 
mesmas condições de operação para as vedações de óleo das pontas de eixo, é 
feita outra conexão externa entre as câmaras de balanceamento (linha de 
balanceamento, ver fig. 1.8). 
 
As câmaras de gás de referência são posicionadas fora dos labirintos das pontas 
de eixo. São conectadas para obter a mesma pressão da usada como referência 
para o sistema de selo de óleo (ver fig. 1.8 para o diagrama de blocos. 
 
Nos casos especiais, onde o selo de óleo e o gás de processo devem ser 
mantidos separados, gás inerte é injetado na câmara de balanceamento (sistema 
de gás de balanceamento) a uma pressão que permite seu vazamento para 
dentro e para fora formando um selo. 
SISTEMA DE ÓLEO 
DE VEDAÇÃO 
GÁS DE BALANCEAMENTO 
ÓLEO DE VEDAÇÃO
LINHA DE GÁS DE REFERÊNCIA
LINHA DE GÁS DE EQUALIZAÇÃO
LINHA DE GÁS DE BALANCEAMENTO
ANEL DE SELO 
DE ÓLEO 
CÂMARA DE 
REFERÊNCIA 
CÂMARA DE 
EQUALIZAÇÃO 
LABIRINTO DA 
PONTA 
ÚLTIMO 
IMPELIDOR 
PISTÃO DE BALANCEAMENTO
PRIMEIRO 
IMPELIDOR
LABIRINTO DA 
PONTA 
CÂMARA DE 
REFERÊNCIA 
CÂMARA DE 
EQUALIZAÇÃO 
ANEL DE SELO 
DE ÓLEO 
 8
1.3 TIPOS DE COMPRESSORES 
Os compressores centrífugos fabricados possuem configurações diferentes para 
atender serviços e faixas de pressão específicos, sendo que cada fabricante 
adota uma nomenclatura associada ao tipo de compressor e suas características. 
 
Considerando a Nuovo Pignone encontramos as seguintes nomenclaturas 
relacionadas aos tipos de compressores existentes; 
 
1.4 COMPRESSORES COM CARCAÇAS BIPARTIDAS HORIZONTALMENTE 
As carcaças bipartidas horizontalmente consistindo de duas meias carcaças 
ligadas ao longo da linha de centro horizontal (fig. 2.1) são usadas para 
pressões de operação abaixo de 60 bar. 
 
 
 
 
Figura 2.1. 
 
 9
 
 
Os bocais de sucção e descarga bem como quaisquer bocais de corrente 
lateral, tubos de óleo lubrificante e todas as outras conexões da instalação 
de compressor são localizadas na carcaça inferior. Com este arranjo tudo o 
necessário para levantar a carcaça superior para ter acesso a todos os 
componentes internos, tais como o rotor, diafragmas e vedações de 
labirinto, é remover os parafusos da tampa ao longo da linha de centro 
horizontal. 
 
Os compressores com carcaça bi-partida horizontalmente são indicados 
pela designação de letras MCL e podem ser identificados conforme o 
número de estágios. 
 
1.4.1. Compressores MCL 
Estes compressores multi-estágio (ver fig. 2.2) possuem somente um estágio 
de compressão. 
 
 
 
 
 
Figura 2.2. 
 
 10
 
 
1.4.2. Compressores 2MCL 
Estes são compressores multi-estágio (ver fig. 2.3) que agrupam dois 
estágios de compressão em série na mesma máquina com resfriamento entre 
os estágios. 
 
 
 
Figura 2.3. 
 
1.4.3. Compressores 3MCL 
Estes são compressores multi-estágio que geralmente incorporam mais de 
dois estágios de compressão em uma única carcaça (ver fig. 2.4). Como 
regra são usados em serviços onde diferentes vazões de gás devem ser 
comprimidas em diversos níveis de pressão, isto é, injetando e/ou extraindo 
gás durante a compressão. 
 11
 
 
 
 
 
Figura 2.4. 
 
1.4.4. CompressoresDMCL 
Dois estágios de compressão são dispostos em paralelo em uma única 
carcaça. O fato de ambos estágios serem idênticos e o bocal de descarga ser 
posicionado no centro da carcaça torna esta solução a mais balanceada 
possível. 
Ainda mais, uma vazão dupla é criada por um impulsor central comum (ver 
fig. 2.5). 
 12
 
 
 
 
 
Figura 2.5. 
 
1.5 COMPRESSORES COM CARCAÇAS BIPARTIDAS VERTICALMENTE 
As carcaças bipartida verticalmente são formadas por um cilindro fechado com 
duas tampas nas pontas: daí a denominação “barril” usada para se referir aos 
compressores com estas carcaças. Estas máquinas, que são geralmente multi-
estágio, são usadas para serviços de alta pressão (até 700 kg/cm2). 
 
Dentro da carcaça (ver fig. 2.6) o rotor e o diafragma são essencialmente os 
mesmos dos compressores MCL. 
 
 13
 
 
 
 
 
Figura 2.6. 
 
1.5.1. Compressores BCL 
Estes são compressores do tipo barril com um único estágio de 
compressão (ver fig. 2.7). 
 
 
Figura 2.7. 
 14
1.5.2. Compressores 2BCL 
Estes são compressores do tipo barril com dois estágios de compressão 
em série em uma única carcaça (ver fig. 2.8). 
 
 
 
 
 
 
Figura 2.8. 
 
 
1.5.3. Compressores DBCL 
Como os compressores DMCL, estes compressores incorporam dois estágios 
de compressão em paralelo em uma única carcaça. 
 15
 
1.6 COMPRESSORES COM CARCAÇA DE SINO 
1.6.1. Compressores BCL com Carcaça de Sino 
Os compressores de barril para altas pressões possuem carcaças em 
forma de sino e são fechados com anéis de cisalhamento em lugar de 
parafusos (ver fig. 2.9). 
 
 
 
 
 
 
Figura 2.9. 
 
 16
 
1.6.2. Compressores PCL 
Estes possuem carcaças em forma de sino com uma única tampa vertical na 
ponta em lugar de duas como nos compressores BCL. Geralmente são 
usados para transporte de gás natural (ver fig. 2.10). Normalmente possuem 
sucção lateral e bocais de descarga posicionados opostos um ao outro para 
facilitar a instalação nos gasodutos. 
 
 
 
 
 
Figura 2.10 
 17
 
1.7 COMPRESSORES SR 
Estes compressores são apropriados para serviços de pressão relativamente 
baixa. Apresentam a característica de diversos eixos com impulsores em balanço. 
Os impelidores são normalmente do tipo aberto, isto é, sem cobertura, para obter 
elevadas pressões de ponta com baixos níveis de tensão e altas relações de 
pressão por estágio. A entrada de cada impelidor é coaxial enquanto que a saída 
é tangencial. Estes compressores são usados geralmente para compressão de ar 
ou vapor, aplicações geotermais, etc. (ver fig. 2.11). 
 
 
 
 
 
Figura 2.11 
 
 
 
 
 
2 - Termodinâmica 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Fenômeno de Compressão 2.1 
Processo de Difusão 2.2 
Teoria do Impelidor 2.3 
Definição dos Parâmetros Termodinâmicos da Compressão 2.4 
Característica de Funcionamento dos Compressores 2.5 
Associação de Múltiplo Estágios 2.6 
Curva da Máquina 2.7 
Ponto de Operação 2.8 
Limites Operacionais 2.9 
Controle de Capacidade e anti-Surge 2.10 
 
 1
2. CONCEITOS BÁSICOS DA COMPRESSÃO EM CENTRÍFUGOS 
 
 
2.1. FENÔMENO DA COMPRESSÃO – O CAMINHO DO GÁS 
 
A figura no 01 mostra um compressor centrífugo de um único estágio. 
 
 
 
 
 
Um elemento girante munido de pás, denominado impelidor ou rotor, aspira o 
gás pela sua abertura central (olho) e o força a deslocar radialmente, devido à ação da 
força centrífuga gerada pela rotação. Daí o nome dado a este tipo de compressor. Fica 
então estabelecido um fluxo continuo, resultando urna transferência de energia do 
impelidor para o gás, que sofre um aumento de pressão e velocidade. O fluxo expelido 
do impelidor passa a se deslocar livremente no difusor radial, um anel circular que 
envolve o impelidor. Quando um gás escoa em velocidade subsônica, um alargamento 
na seção transversal leva a urna queda de velocidade e aumento de pressão. Isto é o 
que ocorre no difusor: A energia em forma de velocidade auferida no impelidor é 
convertida em pressão. Os difusores radiais podem ou não ser aletados. As aletas só 
servem para dar urna orientação mais conveniente ao fluxo. O escoamento é então 
recebido pela carcaça em forma de espiral conhecida como voluta. A seção transversal 
da voluta é crescente apenas para acomodar a quantidade de gás progressivamente 
descarregada pelo difusor radial, sendo pretendido, ao menos nas condições de projeto, 
que a pressão não varie ao longo dela. Antes de ser descarregado o gás passa por um 
bocal divergente o difusor da voluta, onde se complementa o processo de difusão 
(alguns compressores possuem um único difusor, radial ou da voluta). 
A máxima pressão que o gás pode alcançar em um estágio centrifugo é baixa, 
estando limitada por dois fatores: pela resistência mecânica do impelidor às tensões 
 2
radiais oriundas da rotação e pela possibilidade de ser ultrapassada a velocidade sônica. 
Assim, em aplicações industriais os níveis de pressão requeridos são tais que se utilizam 
compressores de múltiplos estágios. 
 
 
 
2.2. PROCESSO DE DIFUSÃO 
 
Existem três alternativas para o processo de difusão: 
− Em anel difusor; 
− No difusor da voluta; 
− Em anel difusor e no difusor da voluta. 
 
Para compressores de múltiplos estágios é empregada a última alternativa, 
sendo o anel empregado entre estágios e a voluta com difusor ao final do último estágio. 
Para retornar o gás do difusor de um estágio para a entrada do impelidor do 
estágio seguinte, o gás passa por uma curva e um canal de retorno, que deve ser 
divergente (espessura com aumento progressivo da periferia para o centro) para não 
desfazer o trabalho do difusor. O canal de retorno possui aletas (ver figura no 1A) para 
dirigir o gás para a entrada do próximo impelidor.As aletas são dispostas para retificar a 
vazão espiral do gás para obter uma saída radial e uma entrada axial no impelidor 
seguinte. 
 
 
 
 
Figura no 1A 
 
 
O difusor em anel pode ser liso ou aletado, sendo primeiro mais empregado, 
pois, embora o aletado reduza o percurso do gás no difusor, provoca choques e perda 
de energia quando operado fora da vazão de projeto, já que o ângulo das aletas é 
projetado para promover urna entrada suave em urna única vazão. Em um difusor liso a 
trajetória do gás e uma espiral devido a vazão livre com perda de velocidade igualmente, 
Diafragma de entrada 
diafragma 
intermediário 
Difusor 
Canal de retorno 
Luvas 
aletas
vedações de labirinto
 3
tanto na componente radial como na tangencial. Normalmente a largura do difusor é 
constante, sendo que em alguns casos as paredes são divergentes (em até cerca de 
10%). 
A voluta e uma carcaça em espiral que coleta o gás na saída do último impelidor 
de um compressor multi-estágios ou de um compressor de um único estágio. Na 
extremidade da voluta e que há normalmente um canal divergente, o difusor da voluta. 
 
 
 
2.3. TEORIA DO IMPELIDOR -CONCEITO DE HEAD 
 
Estudaremos a transferência de energia num impelidor centrífugo.Para isso 
consideremos individualmente o escoamento do gás em um canal entre duas pás do 
impelidor, idealizando que o gás preenche homogeneamente este canal, escoando de 
maneira unidimensional, permanente e uniforme. 
 
 
 
 
 
C é a velocidade absoluta do gás, U a velocidade periférica do impelidor devido a 
rotação, W a velocidade do gás relativa ao impelidor. Assim, vetorialmente: C = U + W. A 
figura no 02 mostra estas velocidades na entrada e na saída do impelidor. W1 aparece 
tangente às pás na entrada do impelidor, caracterizando urna "entrada suave", que só se 
verifica para urna dada vazão para cada rotação, que corresponde à condição de 
projeto. Do mesmo modo a velocidade relativa de saída W2 aparece com ângulo de 
 4
inclinação idêntico ao das pás, devido à hipótese de que a trajetória do gás toma o 
formato do perfil das pás. 
Podemos relacionar aqueles triângulos de velocidade na entrada e saída do 
impelidor com a transferência de energia. Usando o teorema de variação do momento da 
quantidade de movimento, que indica que o torque (τ)aplicado a urna massa de gás (m) 
que escoa num intervalo de tempo (∆t) é dado por: 
τ = m . (r2 . Cu2 – r1 . Cu1) (1) 
 ∆t 
 
onde, Cu é a projeção da velocidade absoluta na direção periférica. 
 
Introduzimos aqui o conceito de "Head": é a energia cedida a cada unidade de 
massa do fluido no processo de compressão. 
 
H = N (2) 
 M 
 
onde, N é a potência (energia por unidade de tempo) cedida ao fluido durante a 
compressão e M e a vazão em massa do fluido (massa por unidade de tempo). 
 
Se multiplicarmos (1) pela velocidade angular (Ω), vem: 
 
τ . Ω = M . ( U2 . Cu2 – U1. Cu1.) (3) 
pois r . Ω = U. Sabemos que τ . Ω. = N. Passando, então, a vazão em massa para o 
membro esquerdo aparece o Head (H): 
 
H = U2 . Cu2 – U1. Cu1 (4) 
 
Esta é a equação de Euler e o Head assim calculado é denominado Head de Euler. 
 
Na maioria dos compressores não existe dispositivo para conferir pré-rotação ao 
gás na entrada do impelidor. Assim o fluido entra radialmente no impelidor, ou seja, Cu1 
= O e, de (4): 
 
H = U2 . Cu2 (5) 
 
Verifica-se que o Head fornecido ao fluido pelo impelidor é função apenas de: 
− Rotação do impelidor (Ω) 
− Raio externo do impelidor (r2) 
− Vazão através do impelidor (V2) 
− Ângulo de saída das pás (β2) 
 
A rotação e o raio impelidor influenciam U2 ( U2 = Ω . r2 ). 
O ângulo de saída das pás e a vazão influenciam Cu2. Veja na fiqura no 03 como 
Cu2 cresce (e H também) com o aumento de β2. 
 
 
 5
 
 
De acordo com o ângulo β2 o impelidor será denominado: impelidor de pás para 
trás quando β2 < 90º; de pás radiais quando β2 = 90º e de pás para frente quando β2.> 
90º. 
Impelidores com pás para frente, embora produzam maiores Heads, tem faixa de 
funcionamento estável reduzida. Também operam com baixas eficiências, pois o 
impelidor confere grande parte da energia ao fluido na forma de velocidade, implicando 
em grandes velocidades e perdas no processo de difusão. 
Impelidores com pás radiais conferem altos Heads com boas eficiências, mas em 
faixas limitadas de vazão. É o mais resistente e pode trabalhar com maiores velocidades 
periféricas. E usado quando se necessita alto Head com poucos estágios. 
Impelidores com pás para trás permitem um grande intervalo estável de vazões, 
incluindo a faixa de maior eficiência, apesar de fornecerem menores Heads. As 
vantagens citadas os tornam os de uso universal industrial (55º ≤ β2 ≥ 65º). 
A vazão volumétrica na saída do impelidor (V2) pode ser escrita em função da 
projeção da velocidade relativa na direção radial (Wr2) e da área de saída (A2), como: 
V2 = A2 . Wr2 (6) 
 
Assim (5) pode ser reescrita para incluir V2, utilizando relações trigonométricas 
no triângulo de velocidades de saída, como: 
H = U22 - U2 . Wr2. .cotg β2 (7) ou 
 
H = U22 - U2 . V2 . .cotg β2 (8) 
 A2 
 
Portanto, o Head varia linearmente com a vazão volumétrica na descarga. Na 
figura no 04 mostramos graficamente esta relação para as três possíveis configurações 
das pás. 
 
 
 6
 
 
Na realidade, devido ao fenômeno de circulação ("Slip") do fluido entre duas pás 
do impelidor, os ângulos das velocidades relativas do gás são um pouco menores que os 
ângulos das pás (β2),.causando que o Head cedido ao gás seja menor que o previsto no 
caso ideal (cerca de 10 a 20%). Essa diminuição do Head em relação ao ideal não 
implica em perda de energia ou redução da eficiência. Tanto a energia recebida pelo gás 
para aumentar a pressão, como a cedida pelo impelidor são menores devido ao “Slip”. 
No entanto, os projetistas tentam diminuir o fenômeno de modo a conseguir um maior 
Head para as mesmas condições gerais. 
 
 
 
 
 
Até aqui não foram levadas em conta as perdas de energia do fluxo por atrito do 
fluido nas superfícies de impelidor e difusor e por choques, ou seja, turbulência e 
separação das linhas de fluxo, devido a mudanças de direção ou incidência do fluxo nas 
pás. Assim o impelidor cede ao fluido o Head de Euler (ideal) menos o "SLIP". Porém só 
 7
uma parte desta energia e utilizada para aumento de pressão (útil), o restante 
correspondendo as perdas citadas. 
As perdas por atrito variam com o quadrado da velocidade do fluido, ou seja, da 
vazão. As perdas por choques têm um mínimo para uma certa vazão (um certo triângulo 
de velocidades), aumentando para vazões maiores ou menores. 
Os diagramas Head útil x Vazão volumétrica na descarga tomam o seguinte 
aspecto: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Vemos nos dlagramas dois valores de vazão características: 
− Qproj : Vazão em que é máxima a eficiência do impelidor, ou seja, em que é 
mínima a diferença entre o Head total ou real e o Head útil. O projeto 
é sempre feito para operação nesta vizinhança. 
 8
− Qmin: Vazão para a qual o Head útil é máximo. Esta é a vazão mínima do 
impelidor, pois abaixo dela a máquina se torna instável. Explicaremos 
este fenômeno posteriormente. 
 
 
 
2.4. DEFINIÇÃO DOS PARAMÊTROS TERMODINÂMICOS DA COMPRESSÃO 
 
2.4.1. HEAD REAL Heff 
 
O Head real Heff de um estágio de compressor (como para toda a 
máquina) é o trabalho real L1, 2 que é trocado entre o fluido e a máquina 
por unidade de peso do gás que circula. 
Conforme esta premissa, o Heff real é expresso pela relação: 
 
Heff = L1, 2 = p1∫p2 vdp + La (9) 
 
Ou pela relação: 
 
Heff = L1, 2 = (h2 – h1) + Qe (10) 
 
Que, no caso de máquinas onde a suposição de transformação adiabática 
(Qe = 0) é muito próxima da realidade (como no caso dos compressores 
centrífugos), assume a forma bem conhecida: 
 
Heff = L1, 2 = (h2 – h1) (11) 
 
As considerações resultantes de uma rápida verificação das condições 
acima são as seguintes: 
 
- Somente uma parte do trabalho L1, 2 fornecido (ou head real) é 
encontrado na forma de aumento de energia potencial termodinâmica 
do fluido, expresso por: p1∫p2 vdp (este valor é chamado de Head 
politrópico Hpol do qual falaremos mais tarde), enquanto que um parte 
La, é usada para vencer o fenômeno da resistência passiva (perdas 
devido ao atrito, impacto, etc.) relacionada com a vazão do fluido e que, 
transformada em calor, permanece dentro do próprio fluido; 
 
- O conhecimento da variação na quantidade de “entalpia h”, inferida da 
pressão e da temperatura do gás medida na sucção e descarga do 
compressor, permite estimar o Head real Heff (ou trabalho específico) 
trocado entre o gás e a máquina por unidade de peso. 
 
 
 9
 
 
2.4.2. HEAD POLITRÓPICO Hpol 
 
Conforme já citado, o Head politrópico Hpol de um estágio, bem como de 
toda a máquina, é definido como a energia acumulada no fluido sempre na 
forma de aumento da energia potencial termodinâmica expresso por: 
 
Hpol = p1∫p2 vdp (12) 
 
A transformação idealizada (sem perdas) chamada politrópica (reversível 
e entre as mesmas pressões e temperaturas de sucção e discarga) é a 
melhor forma de se estimar a energia potencial termodinâmica transmitida 
ao gás (energia útil), já que não há como, analiticamente descrever-se o 
processo real de compressão ponto a ponto. A trasformação politrópica é 
composta de duas parcelas (vide figura no 6A): 
 
• uma transformação isentrópica (sem 
perdas, reversível) entre a condição 
de sução (ponto 1) e a pressão final 
de descarga (ponto 2IS), onde 
somente há trabalho; 
 
• uma transformação isobárica (a 
pressão constante p2 – pressão de 
descarga) até que seja alcançada a 
temperatura de descarga (ponto 2), 
onde há uma tranferência virtual de 
calor. 
 
 Figura no 6A 
 
Ou seja, o calor grado pelas perdas em um processo real não reversível 
pode ser simulado por calor cedido do meio externo de forma reversível. 
O processo pode ser aprimorado se o dividirmos em várias pequenas 
transformações, que, se encadeadas passo a passo, recriarão a 
transformação completa. 
 
A equação que define este processo teórico chamado politrópico é: 
 
pvn = constante(13) 
 
onde n é o expoente médio da transformação politrópica entre os pontos 1 
e 2, no começo e no fim do processo real de compressão (Figura 6A). 
 
Se substituirmos a relação acima na integral e a desenvolvermos, temos a 
seguinte relação: 
 
 10
HPOL = 
1−n
n Z1RT1 ⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
−
− )1)1)((
1
2
n
n
P
P
 (14) 
 
onde: 
Z1 é o fator de compressibilidade calculado nas condições iniciais; 
R é a constante característica do gás; 
T1 é a temperatura de sucção do gás; 
p1 é a pressão de sucção do gás; 
p2 é a pressão de descarga do gás; 
n é o expoente da transformação politrópica assumido como constante 
durante a transformação. 
 
As unidades de medida para expressar a altura manométrica politrópica 
Hpol são metros (m), se o sistema técnico de unidades de medida for 
adotado, ou, mais corretamente, as unidades para energia específica 
(J/kg) se o sistema internacional de unidades de medida for adotado. 
 
 
2.4.3. EFICIÊNCIA POLITRÓPICA (ηPol) 
 
A energia entregue ao gás no processo de compressão é maior que o 
calculado através da idealização dada pelo Head politrópico, visto que é 
considerada somente a energia útil para aumento de pressão, sem 
perdas. Com isso, surge o conceito de eficiência que relaciona o Head 
necessário para um processo ideal com o real. 
 
A eficiência politrópica (ηPol) de um compressor é definida como a relação 
entre o Head politrópico Hpol, que acabamos de definir, e o Head real Heff 
para comprimir cada unidade de massa do gás. 
 
ηPol = Hpol (15) 
 Heff 
 
Portanto, de acordo com o exposto anteriormente e considerando as 
expressões já fornecidas para Hpol e Heff, temos: 
 
ηPol = 
)(
11)1/2(
1
12
11
hh
n
nPP
n
nRTZ
Heff
Hpol
−
⎥⎦
⎤
⎢⎣
⎡ −
−
−
= (16) 
 
Esta relação pode ser simplificada na forma: 
 
k
k
n
nnpol
1.
1
−
−
= (17) 
 
Para um gás perfeito, onde 
n é o expoente médio da transformação politrópica de compressão entre 
as condições inicial e final 
 11
k (= cp/ cv) é o expoente da transformação adiabática isentrópica, na 
mesma relação de compressão da transformação real considerada. 
 
A temperatura de descarga para uma transformação politrópica pode ser 
calculada por: 
 
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛=
−
1
2.
1
12 P
pTT
n
n
 (18) 
 
Utilizando as duas equações anteriores, lembrando que estamos 
considerando um gás perfeito, 
 
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛=
−
1
2.
.
1
12 P
pTT
nk
k
pol (19) 
 
Explicitando o ηPol 
 
)/(ln
)1/2(ln.1
12 TT
pp
k
kn pol
−
= (20) 
 
Assim sendo, podemos inferir que é possível estimar a eficiência 
politrópica, confiável e experimentalmente, medindo os parâmetros 
termodinâmicos na sucção (p1 e T1) e na descarga (p2 e T2) do 
compressor, desde que o gás movimentado possa ser aproximado a um 
gás perfeito. 
 
De outra forma, os valores Hpol e Heff devem ser calculados, após medir 
experimentalmente os valores de pressão e temperatura de entrada e 
saída e conhecendo a composição do gás, conforme as equações de 
estado que representam o comportamento do gás tão real quanto 
possível. 
 
A equação de estado mais comum aplicada ao gás natural é a equação de 
B.W.R.S. (Benedict, Webb, Rubbin, Starling). 
 
 
2.4.4. HEAD ADIABÁTICO Had 
 
O Head Adiabático de um compressor (Had) é a energia entregue ao fluido 
devido a um processo idealizado reversível, e portanto isentrópico (sem 
perdas), de compressão adiabática (transformação 1 – 2is na figura 6A) 
ocorrido entre as mesmas pressões p1 inicial e final p2, entre as quais é 
realizado o processo de compressão real. Obviamente a temperatura de 
descarga desta transformação ideal é menor que a real. 
 12
 
A altura manométrica His então é obtida da relação 
 
His = p1∫p2 vdp com pvk = constante (21) 
 
Que pode ser expressa na forma 
 
His = Z1RT ⎥
⎦
⎤
⎢
⎣
⎡
−
−
−
11)(
1 1
2
K
K
P
P
k
k (22) 
 
considerando k = constante durante a transformação onde: 
k (= cp/ cv) é o expoente ligando as pressões e volumes específicos 
durante a compressão isentrópica; 
Z1 é o fator de compressibilidade do fluido no começo da transformação 
adiabática reversível; 
R é a constante característica do gás; 
T1 é a temperatura de sucção do gás; 
P1 é a pressão de sucção do gás; 
P2 é a pressão de descarga do gás. 
 
Também o Head adiabático His, como o politrópico Hpol, é expresso em 
(m) ou (J/kg) dependendo de aplicar o sistema de unidades técnico com 
internacional para as unidades de medição. 
 
 
2.4.5. EFICIÊNCIA ADIABÁTICA ηad 
 
A eficiência adiabática ηad de um compressor é a relação entre o Head 
adiabático Had, definido acima, e o Head real Heff. 
 
É obtido da relação 
 
nad = )(
11)/(
1
12
1211
hh
k
kPP
k
kRTZ
H
H
eff
ad
−
⎥⎦
⎤
⎢⎣
⎡ −
−
−= (23) 
 
Diferentemente das considerações sobre eficiência politrópica, a eficiência 
adiabática ηad depende da relação de compressão p2/p1, além da máquina 
e da natureza do fluido, como no caso do gás perfeito em que é dada pela 
relação: 
 
nad = 
1
.
1)(
11)(
1
2
1
2
−
−
−
−
Pnk
k
P
P
k
k
P
P
 (24) 
 
 13
Esta relação mostra que a eficiência adiabática ηad é sempre menor que a 
eficiência politrópica ηpol. Quanto mais a relação de compressão p2 / p1 
tende para 1, mais a eficiência adiabática tende para o valor politrópico. 
 
O rendimento permite saber o grau de eficiência com que o compressor 
executa o processo. Nesse sentido o rendimento politrópico é um critério 
mais verdadeiro de avaliação, pois usa como critério de comparação a 
energia que seria cedida num processo sem perdas (irreversibilidades) 
entre os mesmos estados de sucção e descarga que os reais (HP). Já o 
rendimento adiabático considera um processo que leva a um estado de 
descarga que não é real, e que necessitaria menor aporte de energia. 
Assim o rendimento politrópico é considerado a eficiência hidráulica do 
impelidor, independendo do gás ou das condições de serviço, sendo 
função apenas da vazão em volume na sucção, para cada rotação. 
 
A temperatura de descarga para uma transformação isoentrópica e 
adiabática pode ser calculada por: 
 
⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛ −
+=
ad
S TTTT
η
12
12 , (25) 
 
onde T2S é a temperatura de descarga teórica adiabática (vide figura 6A), 
dada por: 
 
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛=
−
1
2.
1
12 P
pTT
k
k
S
 (26) 
 
 
2.4.6. EFICIÊNCIA MECÂNICA 
 
Além da potência empregada na compressão do gás (a útil e as perdas 
hidráulicas), o acionador deve compensar as perdas por atrito mecânico 
do eixo com os mancais e com o sistema de selagem, além das perdas 
associadas à rotação dos impelidores num meio viscoso. Assim, é definida 
a eficiência mecânica (ηM), relacionando a potência empregada na 
compressão (N) e a potência total necessária no eixo do compressor (W). 
ηM = N (27) 
 W 
 
As perdas por atrito podem ser calculadas empiramente por: 
Pat = N0,4 => W= N + N0,4 (28 ) 
 
 14
 
2.4.7. Potência absorvida pelo compressor 
 
Os diagramas disponíveis, fornecidos pelo fabricante, que indicam o Head 
H (politrópico ou adiabático) e a eficiência (politrópica ou adiabática) para 
determinados valores da velocidade de rotação n, permitem calcular o 
trabalho específico real (L1,2) ou Head real (Heff) por meio das relações: 
 
eff
ad
ad
POL
POL H
n
H
n
H
L ===2,1 (29) 
 
Conhecendo o trabalho específico L1, 2, é possível calcular a potência total 
consumida no eixo do compressor, através da relação: 
 
W = M . L1, 2 + Pf + Pm (30) 
 
onde Pf representa a potência perdida devido a vazamento e Pm 
representa a potência perdida devido a perdas mecânicas. 
 
Também podemos calcular a potência consumida no eixo do compressor. 
Por: 
 
W = M . HT (31) 
 ηT . ηM 
 
onde: M é a vazão mássica, HT é o Head ideal (tornado em base 
adiabática ou politrópica), ηT é o rendimento termodinâmico (também 
adiabático ou politrópico, conforme o adotado para o Head) e ηM é o 
rendimento mecânico. 
 
 
 
 15
2.5 CARACTERÍSTICAS DE FUNCIONAMENTO DOS COMPRESSORES 
CENTRÍFUGOS2.5.1 CURVAS CARACTERÍSTICAS 
 
As principais características de funcionamento de um compressor centrífugo são: 
vazão, potência e temperatura de descarga. Estas grandezas dependem essencialmente 
das variáveis: pressão e temperatura de sucção, pressão de descarga e natureza do gás 
comprimido, além, é claro, das caracteristicas próprias da máquina. Para fornecer 
informações a respeito do comportamento e desempenho de suas máquinas, inter-
relacionando os parâmetros acima, os fabricantes costumam fornecer gráficos, 
denominados curvas características. É logicamente uma forma limitada, posto que 
envolve tantos parâmetros. O Head termodinâmico e o rendimento termodinâmico são 
nesse contexto muito importantes pois estão diretamente relacionados com as quatro 
variáveis acima descritas. 
 
 
a) CURVAS DE HEAD TERMODINÂMICO E RENDIMENTO TERMODINÂMICO 
 
É a mais usual forma de representação das curvas características para 
compressores centrifugos. 
Para uso prático destas curvas a vazão volumétrica na saída do impelidor (V2), 
usada até aqui, não se mostra conveniênte. É,mais conveniente expressar estas curvas 
em função da vazão volumétrica na sucção da maquina (V1), que pode ser facilmente 
medida. V1 e V2 são diferentes devido a compressibilidade do gás, ou seja, devido a 
alteração dos volumes específicos da sucção (v1) para a saída do impelidor (v2). Assim: 
 
 V2 = V1 (= M ) => V1 = v1 . V2 (32) 
 v2 v1 v2 
 
A relação entre os volumes específicos (v2 / v1) depende, para uma dada energia 
transferida, da temperatura de sucção e da natureza do gás, agrupados no conceito 
"Grau de Compressibilidade”. O grau de compressibilidade é tão maior quando maior for 
a variação dos volumes especificos (mais baixas temperaturas de sucção ou mais alto 
peso molecular), para uma dada energia de compressão . 
A figura no 07 mostra o aspecto de duas curvas de Head x Vazão na sucção, 
para um compressor operando com dois gases diferentes. Evidentemente a curva H x V2 
seria a mesma nos dois casos: O efeito do grau de compressibilidade é normalmente 
desprezado, se a variação dos volumes específicos é pequena. 
 
 
 16
 
 
 
A base de referência adotada para o Head e o rendimento pode ser adiabática ou 
politrópica. No entanto, a base politrópica é a preferida pois, dentro de uma certa 
aproximação, o Head e .o rendimento politrópico só dependerão da vazão e rotação do 
compressor (desprezada a influência da temperatura de sucção e da natureza do gás, ou 
seja, do grau de compressibilidade), o que não.ocorre com o rendimento adiabático, que 
depende da relação de compressão. As curvas HT x V1 e ηT x V1 podem ser 
apresentadas nas duas formas mostradas na fig. no 08, sendo que na primeira temos 
curvas de rendimento para cada rotação e na segunda ( mais comum) temos curvas de 
rendimento constante. 
 
 
 
 
 17
 
A potência de compressão e a temperatura de descarga podem ser obtidas a 
partir do Head e do rendimento, como já mostrado. 
 
 
 
b) CURVAS DE PRESSÃO DE DESCARGA E POTÊNCIA DE COMPRESSÃO 
 
Se fixarmos a pressão e temperatura de sucção e a natureza do gás, é possível 
representar graficamente a pressão de descarga e a potência do compressor contra a 
vazão mássica. Esta é a maneira mais direta de representar o desempenho de um 
compressor centrifugo, pois vazão e potência são duas das grandezas que estamos 
interessados, e aparecem explicitamente. A temperatura de descarga pode ser 
calculada. 
 
 
 
 
A grande inconveniência deste tipo de representação é a falta de generalidade, 
dado que os parâmetros fixados estão muitas vezes sujeitos a pequenas variações. Para 
ganhar alguma generalidade podemos incluir nas curvas a pressão de sucção como 
variável. Para isso, pode-se usar P2 / P1 ao invés de P2 e N / P1, substituindo N. O 
formato geral das curvas permanece o mesmo. 
 
 
 18
 
2.6. ASSOCIAÇAO DE MÚLTIPLOS ESTÁGIOS 
 
Vamos considerar um compressor com dois estágios similares, a exceção das 
larguras do impelidor, difusor e demais áreas de passagem. Isto é um aspecto comum 
nos compressores multiestágios. Numa aproximação razoável, as curvas Head e 
rendimento politrópico para os dois estágios seriam idênticos, se traçados em função da 
velocidade C1 de entrada no impelidor, tal como as da figura no 10. 
 
 
 
 
 
Consideremos a velocidade C1*. Ela corresponde ao ponto de máximo 
rendimento (ponto Y) e ao Head definido pelo ponto A, que impõe uma relação rv* (= v1 / 
v2) entre os volumes específicos de entrada e saída do primeiro estágio. Como, 
naturalmente, queremos que o segundo estágio opere com eficiência máxima, 
reduziremos as áreas de passagem, em relação ao primeiro estágio, na mesma 
proporção dos volumes específicos. Ou seja: RELAÇÃO DE ÁREAS = rv*. Assim a 
velocidade de entrada no segundo impelidor será C1* novamente. Com isso o Head do 
conjunto será o dobro de "A", e o rendimento será igual. 
Para velocidades superiores à de projeto (vazões supeirores), o primeiro estágio 
operaria, por exemplo, com Head dado pelo ponto B e rendimento dado por Z, na fig. no 
10. Este head menor (menor relação de compressão) irá levar a uma relação de volumes 
 19
específicos inferior a rv* e, portanto, as áreas de passagem do segundo estágio, 
definidas pela condição anterior, serão pequenas agora. Portanto a velocidade de 
entrada no segundo estágio será superior a do primeiro, o Head será inferior ao do 
primeiro (ponto B") e a soma total dada por B'. 
Para velocidades inferiores à de projeto (vazões inferiores), o primeiro estágio 
teria Head dado por C e rendimento dado por X. Agora as áreas de passagem se 
tornariam grandes demais e a velocidade de entrada do segundo impelidor será menor 
que a do primeiro, o Head será superior ao do primeiro (ponto C") e a soma total dos 
Heads dada por C'. 
A esse efeito é dado o nome de "bola de neve" devido ao fato de que se a 
velocidade de entrada do primeiro estagio se afasta do valor de projeto, mais dele se 
afastarão as velocidades de entrada dos estágios subsequentes. E na mesma direção. 
Já a curva de Head do conJunto sofre uma rotação em relação a curva dos estágios, 
tornando-se mais próxima da vertical (curva de Head do conjunto passa pelos pontos C’ - 
A’ - B’). Num raciocínio análogo a curva de rendimento torna-se mais fechada que a de 
cada estágio, levando a maior sensibilidade ao afastamento das condições de projeto 
(curva de rendimento do conjunto passa pelos pontos X’ – Y’ – Z’). 
É importante registrar que não só mudanças na velocidade de entrada do 
primeiro estágio implicam no efeito bola de neve. Também variações de rotação, 
temperatura de sucção e natureza do gás provocam o efeito, sendo que o efeito total 
será a composição de todos. 
 
 
 
2.7. CURVA DA MÁQUINA 
 
Nos itens anteriores descrevemos as curvas características de cada estágio 
simples. Para chegar nas curvas de desempenho total de uma máquina é necessário, é 
claro, juntar as curvas dos diversos estágios constituintes, para chegar no desempenho 
total. 
Na prática isto é realizado por um programa de computador, armazenando as 
curvas de desempenho dos estágios simples, e através de uma equação de estado 
apropriada para os gases reais (geralmente aplicamos a equação de Benedict-Webb-
Rubin generalizada por Starling). 
As curvas dos estágios simples, nos diversos e possíveis valores de operação 
em termos de número de Mach (rotações), são obtidas através dos resultados de testes 
de cada estágio, sendo depois armazenadas no computador. 
O computador pode “escolher” estes estágios para valores de vazão perto dos 
projetados (faixa de seleção para um estágio padrão) e então “compor” a máquina para 
chegar nas curvas totais exigidas. 
Na prática, o trabalho é realizado da seguinte forma: conhecendo as condições 
de entrada (pressão, temperatura, composição do gás, vazão, etc.) e com base nas 
características do impelidor e na equação de estado escolhida, as condições na saída do 
estágiosão calculadas (pressão, temperatura, etc.); daí a vazão de entrada no próximo 
estágio é conhecida. Portanto, é possível “selecionar” o próximo estágio mais apropriado 
para a vazão nominal de projeto. O procedimento então é o mesmo como para o primeiro 
estágio, até que se chegue às condições finais (estabelecimento das pressões de 
projeto). 
 20
Claramente, conforme as diferentes aplicações possíveis, obtemos curvas de 
desempenho diferentes na eficiência, formato da curva e faixa de operacional de vazões 
(máxima – mínima), etc. 
 
 
 
2.8. PONTO DE OPERAÇÃO 
 
Para entrar nas curvas características de um compressor e estabelecer o ponto 
de operação necessitamos da pressão e temperatura de sucção, pressão de descarga e 
natureza do gás (para uma dada rotação). Porém, na maioria dos sistemas industriais, 
esses parâmetros são dependentes da vazão, devido às perdas de carga e trocas 
térmicas. 
Assim, o ponto de operação será estabelecido se as condições p1, t1, p2 e 
natureza do gás satisfazerem tanto as equações ou curvas da máquina como as do 
sistema, para o mesmo valor de vazão mássica. As curvas da máquina são dadas pelos 
fabricantes. .As curvas do sistema representam a energia necessária ao fluido para que 
possa escoar e vencer a resistência do sistema (contra-pressão, atrito interno com a 
tubulação) em função da vazão de gás. 
 
 
 
 
 
A curva do sistema pode ser do tipo "a" da figura no 11, no caso em que a 
tubulação do sistema é muito pequena, sem restrições, e toda a energia é usada para 
vencer um diferencial de pressão. 
Em outros sistemas toda a energia pode ser usada para compensar as perdas 
por atrito devido ao escoamento do gás em tubulações longas, com nenhuma diferença 
de pressão entre os reservatórios de sucção e descarga. Neste caso, temos a curva "c", 
uma parábola passando pela origem. É o caso dos gasodutos em terra. 
Se o sistema for misto, sendo parte da energia usada para compensar perdas 
por atrito e outra parte para vencer um diferencial de pressão, o sistema apresenta uma 
curva do tipo "b". 
 21
Como estas curvas em geral não são conhecidas, o ponto de operação do 
compressor pode ser determinado pelo seguinte processo interativo: 
-Arbitra-se um valor para a vazão mássica M; 
-Calcula-se a perda de carga na sucção a partir de um ponto de pressão fixa, 
definindo-se assim a pressão de sucção p1 e a vazão volumétrica aspirada V1; 
-Entra-se n.as curvas do compressor tirando-se a pressão de descarga p2 e a 
temperatura de descarga T2. 
-Calcula-se a perda de carga entre a descarga do compressor e um ponto a 
jusante de pressão fixa. Se o valor de p2 diminuído da perda da carga coincidir com o 
valor de pressão do ponto fixo a jusante, temos a vazão M correta e o ponto de operação 
determinado. 
Tudo foi considerado para temperatura de sucção do compressor e natureza do 
gás com variações desprezíveis por facilidade. 
Como última observação notamos que, se um compressor for colocado em 
operação em um dado sistema, sem qualquer tipo de controle, a vazão e pressões de 
equilíbrio não necessariamente serão convenientes ao processo. A situação pode ser 
melhorada exercendo-se um controle de capacidade. 
 
 
 
2.9. LIMITES OPERACIONAIS 
 
 
a) LIMITE DE "SURGE" 
 
Existe uma vazão mínima para o compressor, a cada rotação, abaixo da qual a 
operação se torna instável, tendo Inicio um fenômeno chamado de "surge". A.causa 
deste fato esta na forma da curva p2 x V1 do compressor (vide figura no 12), que, depois 
de atingir um máximo, começa a decrescer para menores vazões. Este valor de pico é o 
limite de surge. 
 
 
 
Uma instabilidade leve é observada mesmo antes de chegar no ápice da curva 
(pulsações de pressão com freqüência muito menor que a velocidade de rotação) e é 
 22
devida a “rottanting stall”, isto é, descolamento da camada limite localizamente 
(geralmente em algumas aletas do canal de retorno ou algumas pás do impelidor). O stall 
se move ao longo de linhas circunferenciais, originando assim o nome como este 
fenômeno é conhecido. 
Para uma explicação simplificada do fenômeno de surge, suponhamos que 
durante a operação de um compressor, a rotação constante, uma válvula na linha de 
descarga seja progressivamente fechada, aumentando a resistência do sistema e, 
portanto, o Head (ou pressão de descarga), necessário para vencer esta resistência. À 
medida que se fecha a válvula, a vazão através do compressor cai, até atingirmos a 
vazão correspondente ao máximo Head (ou pressão de descarga). Nessa condição, a 
contrapressão do sistema é maior que a pressão de descarga que o compressor pode 
fornecer, causando momentaneamente uma inversão de fluxo através do compressor, 
cuja duração será da ordem de décimos de segundo. Isto porque, com a inversão de 
fluxo, a pressão na descarga cai, tornando o compressor capaz de, novamente, fornecer 
uma vazão superior à do limite de surge. A operação volta a seguir a curva característica 
até atingir, novamente, o limite de surge, numa ação cíclica. O compressor emite um 
som peculiar audível a longas distâncias. 
As consequências da ocorrência do surge dependem de sua duração e das 
características da instalação, podendo variar de uma perturbação simples até 
ocorrências desastrosas, tais como: 
-Vibrações, especialmente na direção axial, causando empeno do rotor, 
destruição do sistema de selagem, das tubulações, de mancais e de impelidores; 
-Aquecimento anormal do gás; 
Um dos fatores importantes é a frequência das pulsações: quando maior, menor 
a possibilidade de danos. É por isso que se costuma instalar uma válvula de retenção na 
linha de descarga, bem próxima ao compressor. 
O limite de surge é bastante influenciado pelo ângulo de descarga do impelidor, 
e para os impeli dores comuns está em torno de 50% da vazão de máxima eficiência. 
A origem do surge costuma ser associada ao escoamento através do difusor. A 
figura no 13 mostra que quanto menor a vazão, menor o ângulo de entrada do fluxo no 
difusor e maior será o percurso (em espiral, num difusor de anel liso) do gás até alcançar 
a salda do difusor. Acredita-se que, na condição de surge, o percurso do gás é tão longo 
e a perda de carga tão intensa que a pressão reinante na salda do difusor não é 
alcançada. Isto provoca a reversão que caracteriza o surge. 
 
 
 23
 
 
 
Quando o difusor é aletado o início do fenômeno está associado a separação da 
camada que ocorre devido ao grande ângulo de ataque sob o qual o escoamento incide 
nas aletas do difusor, para baixas vazões. Como no caso anterior o processo de difusão 
e prejudicado e o gás não atinge a pressão reinante na saída do difusor. 
O surge também pode ser entendido como a generalização do stall na máquina 
como um todo. 
Conforme as experiências realizadas em estágios padronizados de 
compressores centrífugos, durante as quais as pulsações de pressão com baixa vazão 
também são registradas, foram estabelecidos limites experimentais (para cada número 
de Mach periférico - Mu) nos quais a máquina trabalha satisfatoriamente. Para cada 
estágio, portanto, são estabelecidas a vazões mínimas específica nas diversas 
velocidades, isto é, nos diversos valores de Mu. 
Para operar a vazões abaixo do limite de surge, é necessário um sistema de 
controle, que será discutido posteriormente. 
 
 
 
b) LIMITE DE "STONEWALL" ou “CHOKE” 
 
O limite superior de vazão é determinado pelo fenômeno denominado 
"Stonewall" ou “Choke”. 
Os compressores centrífugos são projetados para operar em regime subsônico. 
Porém, acima de certa vazão, as velocidades através da máquina são tão elevadas que 
o regime supersônico é atingido em alguma parte do compressor. Resultam ondas de 
 24
choque que restringem o escoamento, causando um efeito de blocagem - queda rápida 
na pressão de descarga para um mínimo aumento da vazão, além que forte queda na 
eficiência. 
 
 
 
 
 
O Stonewall só ocorre para vazões muito altas, normalmente fora da faixa 
operacional (baixorendimento). Ele só representa um problema para compressores 
operando com gás com alto peso molecular ou baixa temperatura (sistemas de 
refrigeração), quando a velocidade sônica é reduzida. Nestes casos usam-se baixas 
rotações e grandes áreas de passagem do gás. 
Para gás natural, o citado acima se aplica somente quando são exigidos pontos 
de operação fora das condições de projeto com valores de vazão muito acima das 
previstas no projeto. 
De qualquer forma, no caso de compressores de gás natural, enquanto o limite 
da faixa de operação à esquerda das curvas características é sempre a linha de surge, o 
limite à direita (ainda limitando a faixa de operação) raramente é a linha de stonewall; 
sendo mais freqüentemente o limite de estudo para as características da máquina (por 
exemplo, para o controle do empuxo axial). 
Como a ultrapassagem deste limite não ameaça a integridade da máquina, não é 
necessário um controle para prevení-lo, como é feito em relação ao surge. 
Lembremos do efeito "bola de neve", já descrito, que ocorre na associação de 
estágios: quando o primeiro estágio admite uma vazão afastada da de projeto, num certo 
sentido, o afastamento das condições de projeto nos estágios subsequentes será 
progressivamente acentuado no mesmo sentido. Devido a este efeito é esperado que os 
limites de Surge e Stonewall sejam atingidos pelo último impelidor do conjunto, e 
também teremos um estreitamento da faixa útil de trabalho, em relação ao 
comportamento individual de um estágio. Assim, para compressores de poucos estágios 
(3 ou 4), o limite de surge está em cerca de 50% da vazão de projeto, enquanto para um 
compressor de muitos estágios, ele está em cerca de 85% da vazão de projeto. E 
importante lembrar que todas estas observações são válidas para operação da máquina 
próxima da rotação, temperatura de sucção e natureza do gás nominais de projeto. 
 25
 
 
 
c) VARIAÇÃO DOS LIMITES COM AS CONDIÇÕES OPERACIONAIS 
 
O limite de surge de um compressor centrífugo, de um ou vários estágios, situa-
se em vazões inferiores quando operando com gases de reduzido grau de 
compressibilidade, isto é, os de baixo peso molecular ou aspirado a altas temperaturas. 
Também o limite de Stonewall se afasta para a direita no gráfico e no computo total a 
faixa operacional é ampliada. 
 
 
 
Já a mudança de rotação provoca o deslocamento do limite de surge ao longo de 
urna curva com o aspecto de urna parábola, denominada curva do limite de surge (vide o 
primeiro gráfico abaixo). 
 
 
 
 
 26
Para compressores multi-estágios, no entanto, a curva de limite de surge 
apresentará um ligeiro desvio na curvatura (vide o segundo gráfico da figura no 16). 
A mudança de rotação também pode alterar o estágio através do qual se iniciam 
tanto o Surge como o Stonewall. 
 
 
 
d) AVALIAÇÃO DO DESEMPENHO DO COMPRESSOR CENTRÍFUGO 
EM CONDIÇÕES DIFERENTES DAS DE PROJETO 
 
Vamos considerar as curvas de características de um compressor centrífugo 
quando as condições de operação são diferentes das de projeto. 
Sabemos o tipo de máquina (MCL, BCL, 2BCL, etc.), sua geometria, (definição 
perfeita dos estágios que compõem a máquina, escolhida ao projetar a mesma) bem 
como a faixa de velocidade de operação. 
Desejamos definir o desempenho quando os parâmetros de operação são 
diferentes dos de projeto. 
Nos parágrafos anteriores descrevemos os principais fatores que influenciam o 
desempenho da máquina. Agora queremos estimar a influência destes parâmetros, em 
valores e seu efeito na operação da máquina. 
É claro que durante a operação, parâmetros diferentes e combinados (alterações 
simultâneas na pressão de sucção, tipo de gás, etc.) podem ocorrer; portanto é 
impossível prever toda a série de casos. 
Para obter alguns dados sobre os diversos desempenhos possíveis, vamos 
definir duas “famílias fora de projeto”: alterações nas condições de sucção (tipo de gás, 
pressão de sucção e temperatura) e alterações devido a possíveis deteriorações no 
campo. 
 
 
e) Variações nos parâmetros de entrada 
 
Três variações diferentes possíveis nos parâmetros de entrada foram supostas 
para serviço de compressão de gás natural: 
 
a – peso molecular (composição do gás) 
 
b – temperatura de sucção 
 
c – pressão de sucção 
 
As curvas características, anexas a este documento, foram obtidas por 
computador para um compressor centrífugo BCL 404/A e mostradas na sua faixa 
completa de operação. 
Nestas curvas podemos observar o movimento da linha de surge, da linha de 
vazão máxima, etc., devido a alterações nas condições de entrada. 
 27
a – peso molecular (composição do gás) 
 
 
 
CAPACIDADE DE SUCÇÃO (m3/hr) 
 
Estas curvas se aplicam nas seguintes condições: 
 
Gás movimentado 
Peso molecular 
Pressão de sucção 
Temperatura de sucção 
 natural 
18,73 (valor nominal) 
67,1 ATA 
21,4°C 
 
R
E
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A
Ç
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O
 
D
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C
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R
 
(
K
W
)
 
 28
b – temperatura de sucção 
 
 
 
CAPACIDADE DE SUCÇÃO (m3/hr) 
 
Estas curvas se aplicam nas seguintes condições: 
 
Gás movimentado 
Peso molecular 
Pressão de sucção 
Temperatura de sucção 
 natural 
18,73 
67,1 ATA 
21,4°C (valor nominal) 
 
R
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(
K
W
)
 
 29
c – pressão de sucção 
 
 
 
CAPACIDADE DE SUCÇÃO (m3/hr) 
 
Estas curvas se aplicam nas seguintes condições: 
 
Gás movimentado 
Peso molecular 
Pressão de sucção 
Temperatura de sucção 
 natural 
18,73 
67,1 ATA (valor nominal) 
21,4°C 
 
R
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(
K
W
)
 
 30
 
 
f) Variações devido a possíveis deteriorações no campo 
 
Em relação à influência das possíveis deteriorações de campo, que o 
compressor pode sofrer durante sua operação, no desempenho, aplicamos premissas 
simplificadas para simular as realidades. 
Especialmente consideramos os seguintes casos: 
 
a – incrustação dos impelidores e canais de diafragmas 
 
b – aumento das folgas das selagens de labirinto 
 
As curvas características anexas são obtidas por computador, para o mesmo 
serviço, da mesma forma que os diagramas para alterações dos parâmetros de entrada. 
 31
a – incrustação dos impelidores e canais de diafragmas 
 
 
 
CAPACIDADE DE SUCÇÃO (m3/hr) 
 
Estas curvas se aplicam nas seguintes condições: 
 
Gás movimentado 
Peso molecular 
Pressão de sucção 
Temperatura de sucção 
 natural 
18,73 
67,1 ATA 
21,4°C 
 
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(
K
W
)
 
Condições nominais
Efeito da incrustação
 32
b – aumento das folgas das selagens de labirinto 
 
 
 
CAPACIDADE DE SUCÇÃO (m3/hr) 
 
Estas curvas se aplicam nas seguintes condições: 
 
Gás movimentado 
Peso molecular 
Pressão de sucção 
Temperatura de sucção 
 natural 
18,73 
67,1 ATA 
21,4°C 
 
R
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(
K
W
)
 
Condições nominais
Vazamentos internos
 33
 
2.10. CONTROLE DE CAPACIDADE E ANTI-SURGE 
 
 
a) CONTROLE DE CAPACIDADE 
 
.Sabemos que existe uma correspondência entre as características do sistema e a 
vazão do compressor centrífugo que nele opera. Porém, o ponto de equilíbrio nem 
sempre e o adequado às necessidades. Vem daí a necessidade de um sistema de 
controle que .pode ter como objetivos: 
− Controle de Pressão de Sucção: Quando a vazão do compressor é 
ajustada para equilibrar-se com o suprimento de gás pelo sistema, que 
se mostra variável; 
− Controle de Pressão de Descarga: Quando a vazão do compressor é 
ajustada para equilibrar-se com a demanda de gás pelo sistema, que 
se mostra variável; 
− Controle de Vazão: Quando é necessário que um processo seja 
alimentado com vazão constante, independente das eventuais 
variaçõesnas pressões do sistema; 
 
Somente um desses tipos de controle pode ser escolhido para ser 
exercido, através da atuação nas condições de operação do compressor. A forma 
de atuação, no entanto, será a mesma em qualquer dos três casos. Os métodos 
de controle mais usados são os seguintes: 
− Variação da Rotação: É o método mais usado. Com rotação variável o 
compressor pode facilmente atender demandas do tipo vazão constante, 
pressão constante ou uma combinação de vazão e pressão variáveis. É o 
método mais eficiente, pois não introduz perdas de energia adicionais e, 
além disso, para os sistemas comuns, a curva Head x vazão do sistema 
coincide com a região de máxima eficiência das curvas Head x Vazão do 
compressor, em várias rotações (vide figura no 17). 
 
 
 34
 
 
Este método e muito interessante para compressores acionados por 
turbina, mas também pode ser usado para motores elétricos de rotação 
variável ou de rotação fixa com uso de variadores hidráulicos de 
velocidade. Além disso, é bom lembrar que a alteração de velocidade do 
acionador pode levar a operá-lo com baixa eficiência. 
 
− Estrangulamento na Sucção: É o segundo método mais empregado. Sua 
simplicidade e baixo custo contrastam com o seu alto custo operacional, 
na maioria dos casos. Consiste na introdução de uma válvula de controle 
na tubulação de sucção do compressor fazendo com que a pressão de 
sucção do compressor seja inferior à pressão suprida pelo sistema. 
Conforme e aumentada a relação de compressão a vazão do compressor 
cai. 
 
 
 35
 
 
 
Esse método é antieconômico pois há perda de energia com a expansão 
(perda de pressão) do gás na válvula, aumentando o trabalho de 
compressão por unidade de massa. Outro inconveniente é o aumento da 
temperatura de descarga. 
 
− Mudança de Ângulo das pás Guias na Sucção: Em alguns compressores 
há dispositivos para alterar o ângulo das pás guias na sucção do 1o 
estágio. Isto tem duplo objetivo: Redução da pressão na entrada do 
compressor, como no estrangulamento na sucção e imposição de uma 
pré-rotação ao fluido, que pode ser no sentido .de rotação do impelidor 
(ângulo positivo), fazendo com que o Head .fornecido para uma 
determinada vazão seja menor, ou no sentido contrário (ângulo negativo), 
fazendo com que o Head fornecido seja maior. Basta lembrar da equação 
de Euler. 
 
H = U2 . Cu2 – U1. Cu1 
 
Cu1 causa H 
 
Cu1 causa H 
 
 36
 
 
 
Como altera o triângulo de velocidades do impelidor, este método muda a 
performance do impelidor com um mínimo de estrangulamento, operando 
com maior eficiência em relação ao método anterior. Porém implica em 
redução da eficiência máxima, pois mesmo totalmente abertas, as pás 
introduzem perda de energia disponível no fluido. 
As pás guias podem ser colocadas na entrada de todos os estágios, mas 
é mais comum tê-Ias apenas no primeiro estágio. É um método que exige 
um sistema de atuação e controle de alto custo e complexo, e que é pouco 
efetivo para um compressor de muitos estágios.Porém operacionalmente 
é quase tão econômico quanto a variação de rotação. 
 
 
 
b) CONTROLE ANTI-SURGE 
 
O propósito do controle é impedir que o compressor opere com vazão 
inferior a um limite mínimo - o ponto de controle de surge - escolhido ligeiramente 
maior em vazão que o ponto no qual se inicia o surge (ponto limite de surge). Tal 
poderia ocorrer peIa ação do controle de capacidade, reduzindo a vazão de 
operação, ou na partida. 
A forma convencional de atuação é a recirculação da descarga para a 
sucção (ou descarga para a.atmosfera, no caso de compressores de ar). A 
recirculação é controlada de tal maneira que a vazão de gás que passa pelo 
compressor, que é a sorna das vazões de recirculação e para consumo, seja 
maior que o limite de surge. 
 37
 
 
 
 
 
Em compressores de processo a recirculação é controlada automaticamente. Para 
que o controlador anti-surge possa saber quando e quanto recircular é necessário 
que ele conheça simultaneamente o ponto de operação e o ponto de controle de 
surge. Quanto ao último surgem duas dificuldades. É preciso que haja uma 
margem de segurança entre o ponto de controle e o ponto de limite de surge, que, 
todavia, não pode ser grande pois a recirculação é anti-econômica, nem muito 
pequena dada a relativa incerteza da localização do ponto de limite de surge. 
Levantar experimentalmente este ponto no sistema de operação, com 
instrumentação adequada, é o mais indicado. Também o ponto limite de surge não 
é único, variando em termos das condições do sistema e da atuação do controle 
de capacidade. Isto é que torna o sistema de controle complexo. Há um ponto 
limite de surge para cada rotação, formando urna curva de limite de surge. Se, 
ainda mais, tivermos as condições de sucção variáveis, como vimos 
anteriormente, a curva de limite de surge oscila de posição. Como exemplo 
vejamos a figura no 21. 
 
 
 38
 
 
 
A curva do sistema apresenta larga variação e há, para cada condição do 
sistema, um ponto correspondente a ocorrência do surge, com uma dada vazão 
que muda de ponto. O “set-point" do controlador deverá então ser estabelecido, a 
cada instante, em função de uma determinada lei ou equação, que considere o 
deslocamento do limite de surge. 
Quando no compressor houver resfriamento intermediário com a retirada 
posterior de condensado deve um controle individual de surge para cada estágio, 
pois a vazão em massa irá diminuir de estágio para estágio. Quando não houver 
resfriamento do gás recirculado, a recirculação não pode ser feita por muito 
tempo. 
 
 
3 - Rotodinamica 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Introdução 3.1 
Vibrações síncronas 3.2 
Vibrações assíncronas 3.3 
Vibrações torsionais 3.4 
Conclusões 3.5 
 1
3. ROTODINÂMICA E CRITÉRIOS DE PROJETO N.P. 
 
 
3.1. INTRODUÇÃO 
 
O maior esforço no projeto de compressores centrífugos, principalmente 
para aplicações de alta pressão é atualmente dirigido a problemas relacionados à 
estabilidade lateral do rotor. O problema da estabilidade se relaciona ao 
compressor em todos os seus componentes, já que, como veremos em detalhe, 
todas as peças básicas das máquinas contribuem para a estabilidade: rotor, 
mancais, selagens a óleo, acoplamento e todas as peças fluido-dinâmicas como 
impelidores, difusores, canais de retorno. 
Os métodos de previsão teórica e a investigação experimental 
disponibilizados nos últimos anos contribuíram muito para o progresso neste 
campo. Estamos nos referindo aqui à disponibilidade, na indústria, de grandes 
computadores capazes de executar programas de cálculos muito elaborados, e de 
equipamentos eletrônicos para a detecção de vibrações e pulsações de pressão 
(sensores de vibração de não contato - “probes”, “key-phasors”, transdutores de 
pressão, analisadores de tempo real, etc.) que permitiram diagnósticos mais 
precisos. 
A medida do comportamento mecânico de um compressor é dada pela 
amplitude e freqüência das vibrações do rotor. 
A amplitude da vibração do rotor não deve causar contato entre o rotor e 
as peças do estator de pequena folga (labirintos), sobrecarga das selagens a óleo, 
e tensão de fadiga nos mancais. A freqüência das vibrações é um elemento muito 
importante na avaliação da estabilidade do sistema. 
A vibração pode ter uma freqüência correspondente à rotação da máquina 
(vibração síncrona) ou uma freqüência diferente (vibração assíncrona). 
Normalmente em máquinas como os compressores, ambos os tipos de vibração 
podem estar presentes. 
 
 
 
3.2. VIBRAÇÕES SÍNCRONAS 
 
Vibrações síncronas normalmente são atribuíveis a uma das seguintes 
causas ou a uma combinação delas: 
a) defeitos acidentais dos rotores (como por exemplo, 
desbalanceamento); 
b) defeitos de projeto, isto é, velocidade operacional muito próxima à 
ressonância e/ou amortecimento insuficiente do sistema. 
Com relação ao item a), os fabricantes das máquinas agora possuem 
equipamentos que permitem a obtenção de um balanceamento muito preciso. 
Entretanto,esta precisão considerável no balanceamento é algumas vezes 
alterada por causas acidentais, de modo que o item b) adquire grande 
importância: o projeto correto do sistema de mancal-rotor deve garantir níveis de 
vibração aceitáveis mesmo quando causas acidentais destroem o estado original 
 2
de balanceamento adequado. 
Normalmente, são usadas duas abordagens para prever o comportamento 
dinâmico síncrono de um rotor. 
A primeira abordagem é o cálculo numérico Myhlestad-Prhol, que 
considera o rotor como um sistema dinâmico compreendendo um número de 
massas concentradas incorporadas a um eixo sem massa apoiado por mancais. O 
programa de computador resolve o sistema para uma variedade de valores de 
apoio constante em toda a faixa possível. Um diagrama pode ser elaborado, no 
qual as velocidades críticas laterais se constituem em uma função da rigidez 
equivalente dos suportes. Os valores efetivos das velocidades críticas laterais 
podem ser estabelecidos com base no conhecimento que se tem da rigidez do 
mancal (Figura 3.1). 
 
 
 
 
Figura 3.1 Mapa de velocidades laterais críticas x rigidez dos mancais 
 
 
O programa também calcula o formato do rotor (“mode shape”) nas 
velocidades críticas, para cada valor especificado da rigidez dos mancais (Figura 
3.2). Os “mode shapes” são importantes porque indicam a amplitude de vibração 
relativa em cada ponto ao longo do rotor. Se as amplitudes relativas nos mancais 
forem baixas, um alto desbalanceamento produzindo uma considerável deflexão 
em algumas seções do eixo, irá causar, no entanto, um movimento relativo muito 
pequeno nos mancais. Sem movimento relativo, os mancais o amortecimento dos 
mancais não será efetivo. Assim, os mancais não estão colocados na posição 
mais eficiente, e sua posição deve ser corrigida. 
 
 3
 
 
 
Figura 3.2 - Forma de modalidade de rotor típica na segunda velocidade crítica 
 
 
A segunda abordagem é efetuar o cálculo de resposta do eixo no qual o 
movimento do rotor em toda a sua faixa de velocidade operacional é estudado, 
como uma resposta de sistema amortecido a uma excitação de desequilíbrio. Os 
desequilíbrios são em geral colocados onde há mais expectativa de sua 
ocorrência, isto é, nos impelidores, acoplamentos, etc. A amplitude do movimento 
do rotor é calculada em posições (estações) selecionadas no rotor. 
Os coeficientes (8) que simulam a rigidez dinâmica e o amortecimento do 
mancal são incluídos no cálculo. As órbitas calculadas são em geral elípticas, 
devido à diferença entre a rigidez e amortecimento vertical e horizontal. O 
diagrama de resposta representa a variação do eixo semi-principal da órbita 
elíptica com a velocidade, em estações selecionadas ao longo do rotor (Figura 
3.3). 
 
 4
 
 
 
Figura 8.3- Diagrama de resposta típica do rotor 
 
 
A quase totalidade dos compressores centrífugos de grande porte opera 
entre a primeira e a segunda freqüências críticas, situação na qual o rotor é dito 
flexível. A norma API 617 recomenda que a primeira freqüência crítica 
corresponda a uma rotação pelo menos 15% abaixo da mínima requerida na 
operação do compressor. E que a segunda freqüência crítica seja pelo menos 
20% superior a máxima rotação de funcionamento contínuo. 
Vários testes realizados diretamente em condições operacionais reais 
mostraram que as freqüências e as amplitudes medidas estão próximas aos 
valores esperados/ calculados. 
Os parâmetros de projeto disponíveis para atuar sobre as capacidades de 
amortecimento e valores de ressonância são: posições do mancal, especialmente 
em relação às pontas eixo, tipo de mancal, tipo de fluido lubrificante, tipo de 
acoplamento e evidentemente as características elásticas do rotor. 
 
 5
 
 
3.3. VIBRAÇÕES ASSÍNCRONAS 
 
No campo de vibrações assíncronas, é necessário fazer uma outra 
distinção entre as freqüências de vibração que são múltiplas da velocidade de 
rotação e as freqüências de vibração mais baixas ou mais altas do que a 
velocidade de rotação, mas não múltiplas dela. 
Ao primeiro tipo pertencem as vibrações normalmente causadas por 
fatores locais, tais como: desalinhamento, atrito entre peças rotativas e estáticas, 
tensões excessivas na tubulação, fundações, etc. 
Ao segundo tipo pertencem as vibrações que foram causa de problemas 
mais graves, especialmente no campo de compressores de alta pressão. Elas 
podem ser causadas por fenômenos externos (vibrações forçadas: por exemplo, o 
efeito de forças aerodinâmicas), ou por fenômenos intrínsecos ao movimento do 
rotor propriamente dito (vibrações de auto-excitadas), que prejudicam a 
estabilidade em sua base. 
A estabilidade é uma função de um balanço de vários fatores. Os 
principais são: 
A - Sistema de suporte de rotor com suas características elásticas; 
B – Efeitos aerodinâmicos; 
C – Selagens a óleo; 
D – Selagens por labirintos. 
 
Cada fator desempenha um papel no balanço da estabilidade e pode ser 
positivo ou negativo. O sistema é mais ou menos estável ou instável de acordo 
com o resultado deste balanço. 
Uma abordagem teórica para prever a estabilidade de um sistema rotativo 
é o cálculo do decremento logarítmico (Figura 8.4). 
 
 
 6
 
 
Figura 3.4 - Diagrama de freqüências naturais laterais amortecidas e 
decremento logarítmico 
 
 
O programa calcula as freqüências naturais amortecidas do sistema de 
suporte do rotor a velocidades selecionadas e fornece, para cada freqüência, o 
valor da diminuição logarítmica que é uma indicação segura da estabilidade do 
próprio sistema. 
 
A – Com relação ao rotor, já vimos como as freqüências naturais são 
determinadas e como a eficiência do mancal pode ser avaliada no que tange às 
formas de curvatura do rotor (mode shapes). 
Para evitar ou minimizar histerese interna, elementos de montagem 
ajustada (como camisas, espaçadores, impelidores, etc.) devem ser tão 
axialmente limitados quanto possível. 
As ranhuras podem causar resposta elástica diferenciada nos vários 
planos. Por este motivo, elas são reduzidas ao tamanho mínimo, escalonadas em 
90 graus entre um impelidor e o próximo, e em alguns casos, são eliminadas. 
Com relação aos mancais, para se evitar problemas de instabilidade de 
óleo (“oil whip”), normalmente é usado o tipo de pastilhas oscilantes (“tiltint pad”). 
 7
Em alguns casos, os mancais amortecedores também são usados (Figura 3.5). 
Esses oferecem a vantagem de permitir o ajuste independente de coeficientes de 
amortecimento e rigidez. 
 
 
 
 
Figura 3.5 – Mancal amortecedor 
 
 
B – A ocorrência de “rotating stall” em um ou mais impelidores poderia 
explicar a presença de pulsações que indicam vibrações na mesma freqüência 
(vibrações forçadas). 
Todos os compressores centrífugos, qualquer que seja a pressão, são 
afetados pela excitação aerodinâmica. Outras condições sendo favoráveis, esses 
efeitos aumentam em intensidade, em proporção à densidade efetiva do gás. O 
parâmetro determinante não é só a pressão, mas também a temperatura, peso 
molecular e compressibilidade, em conjunto. Esta é a razão porque os problemas 
de vibrações excitadas por efeitos aerodinâmicos ocorrem com mais freqüência 
nas plantas de re-injeção ou de síntese de uréia do que nos compressores de 
síntese de amônia ou de refinaria, mesmo quando operando nos mesmos níveis 
de pressão. 
N.P. já estudou em profundidade e verificou, de forma experimental, os 
“fenômenos de fluxo instável” em sua configuração de estágio padrão. As 
conclusões foram que a perturbação aerodinâmica e as conseqüentes pulsações 
de pressão vinham das aletas do estator do canal de retorno, muito antes de vir do 
impelidor propriamente dito. Neste caso a relevante vibração do eixo tinha as 
seguintes características: 
- Estabilidade na amplitude 
- Freqüência muito baixa (ordem de magnitude de cerca de 10% da 
velocidade operacional) 
- Amplitude como função da velocidade periférica e da densidade do gás. 
 
 8
C – As selagens a óleo da extremidade do eixo ainda são as partes mais 
críticasna fabricação de compressores centrífugos de alta pressão. 
Um requisito importante que as selagens a óleo devem atender é 
contribuir para a estabilidade do sistema ou, no mínimo, não perturbar muito a 
estabilidade. É fácil entender que as selagens, por sua própria natureza, seriam 
componentes muito negativos no balanço da estabilidade do sistema se elas 
estivessem “travadas”, porque agiriam como mancais perfeitamente circulares, 
levemente carregados. Esta tendência negativa é em geral compensada fazendo-
se os anéis flutuarem o máximo possível em condições operacionais. 
Isto pode ser obtido distribuindo-se a queda de pressão do óleo no lado 
atmosférico entre vários anéis e reduzindo a superfície de cada anel, onde a 
pressão atua, recobrindo as superfícies. Quando essas técnicas são insuficientes 
para evitar o “travamento” (isto é, um alto valor de força de limite de 
desprendimento), ranhuras periféricas ou axiais nos anéis flutuantes podem dar 
uma contribuição positiva à estabilidade, influenciando as características de 
amortecimento e resistência do sistema. 
 
D – Outra possível causa importante de instabilidade e vibração sub-
síncrona pode surgir dos selos de labirintos. 
Nas superfícies anulares, os movimentos circulares do gás, por causa do 
deslocamento do rotor, podem se tornar irregulares e assim, podem causar uma 
distribuição não-simétrica da pressão, com uma resultante força perpendicular ao 
próprio deslocamento (assim chamado efeito de acoplamento cruzado). Este é um 
fenômeno típico de auto-excitação que causa instabilidade. 
A importância do fenômeno aumenta com a densidade do gás (portanto 
com a pressão) e com o local da selagem. Na verdade, a vibração que sempre 
começa acima da primeira velocidade crítica, possui uma freqüência característica 
igual à primeira velocidade crítica com o mesmo “mode shape”. 
Portanto, particularmente delicados deste ponto de vista, são os 
compressores “back-to-back” nos quais o maior labirinto está no meio (como é a 
mais alta pressão) onde os movimentos do eixo são maiores. 
O labirinto na Figura 3.6 representa uma primeira tentativa de diminuir ou 
tentar interromper os movimentos circulares por meio de muitos septos colocados 
axialmente no labirinto. 
O labirinto na Figura 3.7 é derivado do anterior, colocando-se a superfície 
anular entre dois dentes consecutivos em comunicação com uma câmara toroidal 
interna a fim de igualar a pressão no interior o máximo possível. 
 
 
 9
 
 
Figura 3.6 
 
 
 
 
 
 
Figura 3.7 
 10
 
 
 
 
3.4 VIBRAÇÕES TORSIONAIS 
A análise de vibrações torsionais durante a fase de projeto do compressor 
centrífugo é também importante, principalmente se o acionamento é feito por 
motor elétrico síncrono ou utiliza-se uma caixa de engrenagens (multiplicadora de 
velocidade). Esses são os elementos que mais freqüentemente proporcionam 
problemas de vibração torsional. 
Os objetivos desta análise são os mesmos citados no caso das vibrações 
laterais, isto é identificar as freqüências críticas e prever os níveis gerais de 
vibração. A análise torsional possui, no entanto, algumas peculiaridades. A mais 
importante delas reside na obrigatoriedade de considerar simultaneamente o 
comportamento de todas as máquinas e elementos conectados, uma vez que o 
movimento torsional se propaga de eixo a eixo, devido à liberdade de rotação. Isto 
causa dificuldade na fase de projeto, especialmente se há mais de um fabricante 
de equipamentos envolvido, o que é bastante comum. 
Os acoplamentos, por serem os componentes menos rígidos de todo o 
arranjo, possuem uma influência muito grande sobre as freqüências críticas 
torsionais, além de serem muitas vezes projetados com a função precípua de 
suprir o adequado efeito de amortecimento do conjunto. 
 
 
 
3.5 CONCLUSÕES 
 
As causas mais importantes de vibrações laterais síncronas ou 
assíncronas e torsionais podem ser bem simuladas durante o cálculo, de modo 
que se pode obter uma boa previsão do comportamento dinâmico do rotor. 
Além disso, o crescimento paralelo da tecnologia da instrumentação dá a 
possibilidade de uma completa verificação, não só das condições operacionais 
mecânicas da máquina, mas também, e conseqüentemente, das premissas 
teóricas tomadas como base de projeto, tal como acima explicitado no parágrafo 
acima. 
4- Componentes 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Carcaças 4.1 
Diafragmas 4.2 
Rotor 4.3 
Mancais Radiais 4.4 
Mancal Axial (Escora) 4.5 
Sistema de Posicionamento Axial do Eixo 4.6 
Acoplamentos 4.7 
Selagens 4.8 
 1
4.1 CARCAÇAS. 
 
4.1.1 Informações Gerais 
 
O material escolhido deve levar em consideração a pressão, temperatura de 
operação, tamanho, gás manuseado, e regulamentos fornecidos pelas normas 
API. 
Geralmente a Nuovo Pignone usa ferro fundido Meehanite GD com resistência a 
tração de 25-30 kg/mm2 e 70 kg/mm2 de resistência à compressão (isto é, melhor 
do que muitos aços). 
Quando na utilização de carcaças em aço, é empregado o ASTM A 216 WCA, se 
o compressor operar a baixas temperaturas devrá ser utilizado o ASTM A 352 em 
um dos seus quatro graus dependendo da temperatura de operação; por último, 
usamos aço ASTM 351 Gr. CA15 (13% Cr) ou Gr. CF8 no caso de ambientes 
corrosivos. 
O teste usual para estas carcaças é a inspeção por partículas magnéticas. Em 
casos especiais, quando cuidados especiais são exigidos, é realizado o teste de 
ultra-som. 
Algumas vezes é exigida a inspeção radiográfica; não devemos considerá-la visto 
que as tensões que afetam estes elementos são limitadas e as falhas certamente 
existem nos fundidos, no entanto são aceitáveis e não são prejudiciais para estes 
fundidos, podem ser exibidas desta forma. 
A última tendência é usar carcaças soldadas, esta solução é mais vantajosa que o 
fundido: desta forma o risco de rejeições, reparos, etc., é reduzido, evitando fazer 
os modelos separados o que exige uma sala grande e muito cuidado no caso de 
uma linha de produção diversificada como na Nuovo Pignone, para evitar 
quaisquer danos. 
 2
 
4.1.2 CARCAÇAS DIVIDIDAS HORIZONTALMENTE 
 
CARCAÇA DIVIDIDA HORIZONTALMENTE 
Este tipo de carcaça é utilizado em compressores com pressões de operação abaixo 
de 60 bar (aproximadamente 61 Kgf/cm²) 
Vantagens Desvantagens 
Melhores condições de acesso aos 
internos da máquina (o que é feito 
simplesmente pela de sua metade 
superior). 
Dificuldade em garantir a estanqueidade ao 
longo de toda a abertura longitudinal do 
compressor (sujeita a tensões 
circunferências devidas à pressão interna) 
Para melhorias de projeto os bocais de sucção e descarga, as linhas de óleo e outras 
linhas de processo foram localizadas na parte inferior de carcaça. Esta configuração 
permite a abertura do compressor sem desconectar as tubulações que interfiram no 
posicionamento do compressor afetando principalmente o alinhamento. 
 
 
 
 
 3
4.1.3 CARCAÇAS DIVIDIDAS VERTICALMENTE 
 
CARCAÇA DIVIDIDA VERTICALMENTE 
As carcaças bipartida verticalmente são formadas por um cilindro fechado com duas 
tampas nas extremidades originando a denominação “barril” (usada em compressores 
com este tipo de configuração). Estas máquinas, são geralmente multi-estágio e 
usadas para serviços de alta pressão (até 700 kg/cm2). 
Vantagens Desvantagem 
Oferece condições de selagem bem 
mais favoráveis, não só pelo local da 
partição, mas também por ela estar 
sujeita a tensões longitudinais que 
possuem a metade da intensidade das 
tensões circunferências. 
Construção conhecida como “tipo barril” 
é adotado pelos fabricantes para 
pressões acima de cerca de 5000 Kpa ( 
Kgf/cm2), ou em qualquer condição com 
hidrogênio e outros fluidos cujo 
vazamento possa representar perigo. 
 
Exige o desacoplamento do eixo e a 
retirada lateral de todos os seus internos 
 
 
 4
 
4.2 DIAFRAGMAS. 
 
4.2.1 Informações Gerais 
Os diafragmas formam o caminho do gás no interior da parte estatora do 
compressor. São divididos em quatro tipos: 
1. Sucção 
2. Intermediário3. Inter-estágio 
4. Descarga 
 
O diafragma de sucção transporta o gás para a entrada do primeiro impelidor. 
Geralmente é equipado com aletas variáveis e operado por um dispositivo de 
controle (externo ao compressor), que proporciona mudanças no ângulo de 
entrada do gás para o impelidor. 
 
Os diafragmas intermediários realizam a tarefa dupla de formar o difusor onde a 
energia cinética é convertida em energia de pressão e o canal de retorno para 
levar o gás para a entrada do próximo impelidor. Os difusores podem ser do tipo 
de vórtice livre ou com aletas: estas aletas melhoram a eficiência da conversão, 
mas reduzem a flexibilidade da máquina. 
 
O diafragma de descarga forma o difusor do último impelidor, bem como o 
caminho de descarga. 
 
Os diafragmas interestágio separam os lados de descarga dos dois estágios nos 
compressores com rotores do tipo “back-to-back”. 
 
Cada diafragma possui selos tipo labirinto para evitar que o gás na saída do 
impelidor retorne para o lado de sucção e evitar vazamentos interestágio. 
 
Os selos labirintos são bipartidos e podem ser removidos com facilidade. 
 
Por motivos de instalação do rotor, os diafragmas são divididos; quando montados 
em barris ou em carcaças bipartida horizontalmente, a diferença não é muito 
grande, diferem somente no seu alojamento na carcaça. 
Nos compressores tipo barril, as metades do diafragma são mantidas fixas por 
tirantes formando assim dois feixes separados; são parafusados juntos após 
instalar o rotor: o conjunto resultante (ver figura a seguir) é instalado axialmente 
na carcaça. 
 
 
 
 5
 
Instalação do Bundle 
 
Nos compressores bipartidos horizontalmente, cada metade do diafragma é 
instalada nas duas metades da carcaça; por isto a superfície externa de cada 
diafragma possui um rasgo para combinar com o relevo correspondente na 
carcaça. Cada diafragma é baixado na metade da carcaça (fig. A seguir). 
 
 
Detalhes de um Bundle (Carcaças divididas horizontalmente) 
 
Nas manutenções, onde uma substituição de difusores for necessária, observar a 
manutenção de difusores compatíveis com o removido, principalmente levando-se 
 6
em conta as áreas de entrada e saída do difusor. Alterações nas mesmas poderão 
influienciar no rendimento do compressor devido a mudanças no 
dimensionamento do caminho do gás, baseado nas exigências termodinâmicas 
para garantir a velocidade e ângulo exigido do gás, e o dimensionamento da 
espessura que é baseado no ∆p estabelecido nas duas faces de cada diafragma. 
 
Na maioria dos projetos os diafragmas são quase sempre fundidos devido a sua 
estrutura complicada. Geralmente é usado ferro fundido tipo Meehanite GD ou 
esferoidal, algumas vezes com adição de porcentagens de níquel para melhorar 
sua resistência característica ao impacto em baixas temperaturas (1 a 1,5 % Ni). 
 
Se a temperatura de operação for abaixo de –100°C, é usado aço ASTM A 352 
nos quatro graus disponíveis ou ASTM A 351 grau CF8. 
 
Abaixo de um certo tamanho de canais de gás, a fundição pode ser difícil, 
portanto os diafragmas são fabricados de duas partes, normalmente uma fundida 
e a outra de chapa de metal, parafusadas juntas. 
 
Em condições severas tais como diafragmas de compressor de alta pressão ou 
diafragmas inter-estágio em compressores com impelidores em série, é 
necessário usar os materiais mais qualificados tais como aços carbono forjados 
(ASTM A 182 F22). 
 
No caso de pressões muito altas, é necessário reforçar a estrutura do feixe do 
diafragma, neste caso a solução consiste em fabricar a contra carcaça em aço 
forjado (ASTM A 182 F22) composta de suas metades de carcaça, onde são 
montados os diafragmas como nos compressores bipartidos horizontalmente. Esta 
solução tem a vantagem de permitir a montagem dos diafragmas em diâmetros 
menores e, portanto o comprimento livre de deflexão é reduzido (ver fig. A seguir). 
 
 
 
 7
 
4.3 ROTOR 
 
4.3.1 Informações Gerais 
O rotor de um compressor centrífugo é composto pelo eixo, impelidores, tambor 
de balanceamento, mancal axial, mancal radial, cubo do acoplamento, luvas e 
anéis espaçadores. 
 
4.3.2 Informações Detalhadas 
a. Eixo 
O eixo consiste de uma seção central, onde são montados os impelidores e 
espaçadores, e nas suas extremidades têm diâmetros ligeiramente 
diferenciados para acomodar os mancais e as selagens. 
 
O eixo é dimensionado para uma rigidez (através de redução na distância entre 
os centros dos rolamentos e/ou aumentando o diâmetro de acordo com o projeto 
de vazão dinâmica) para chegar ao melhor comportamento de flexão. 
 
O material usado para fabricar os eixos para qualquer tipo de compressor é o 
aço 40 NiCrMo7 UNI. De fato, as características mecânicas deste aço são 
melhores do que as normalmente exigidas para o uso normal dos eixos de 
compressores centrífugos; por isto outros fabricante usam aço carbono comum. 
 
O Aço 40NiCrMo7 é muito apropriado para endurecimento e têmpera; os eixos 
de tamanho normal para compressores centrífugos feitos deste aço passam 
todos por este tratamento (até o núcleo), já os eixos de aço carbono passam 
pelo mesmo somente superficialmente. 
 
Como o objetivo é obter uma boa dutilidade e tenacidade, e um ponto de 
escoamento não muito alto e um valor de tensão de tração superior, a têmpera é 
realizada em uma temperatura acima da normal, permitindo em todo caso 
chegar a uma tensão de tração acima 100 kg/mm2 e ponto de escoamento 
acima de 65-75 kg/mm2. 
 
b. Impelidores 
Os impelidores são instalados no eixo pelo processo de interferência. A figura a 
seguir ilustra esta instalação. 
 
 8
 
 
Os impelidores são montados por interferência não somente devido à 
transmissão de torque, mas também para evitar que soltem sob a alta 
velocidade de rotação devido às tensões das forças centrífugas, evitando 
também os desbalanceamentos já que os impelidores não estariam mais 
concêntricos com o eixo. 
 
Os impelidores podem se, estruturalmente, do tipo fechado ou aberto. Os 
impelidores fechados consistem de um cubo, um determinado número de aletas 
e uma carenagem. As aletas geralmente são inclinadas para trás. Para união 
destas partes (aletas e carenagem) é utilizado pela Nuovo Pignone o processo 
de soldagem. 
 
As aletas geralmente são usinadas (ver fig. A seguir) no cubo (ou na 
carenagem), depois a unidas por solda internamente. As aletas são usinadas no 
cubo ou na proteção dependendo do formato do impelidor e, portanto, conforme 
a possibilidade do eletrodo entrar no canal. 
 
Se, devido à largura menor do impelidor, for difícil soldar internamente, a solda 
externa é usada: na carenagem (ou cubo) perto das aletas e conforme seu 
formato, os rasgos são executados superficialmente. O cubo e a carenagem são 
conectados entre si por solda de topo temporária. Ao encher estes rasgos com 
material de solda, as superfícies entre a aleta e a carenagem são fundidas 
resultando assim em uma solda. 
 9
 
O ciclo de soldagem do impelidor é o seguinte: solda, seguido por alívio de 
tensões por tratamento térmico, inspeção das peças soldadas, endurecimento e 
têmpera, remoção da tolerância de usinagem. 
 
 
 
Soldagem de um Impelidor 
 
Os impelidores abertos são diferentes do tipo fechado devido à falta da 
carenagem. Normalmente este tipo de impelidor possuie aletas tridimensionais 
obtidas por usinagem. As aletas podem ser radiais ou inclinadas para trás de 
acordo com a característica e pressão que se deseja obter. 
 
Em relação ao projeto mecânico, deve-se levar em consideração que os 
impelidores são os elementos sob mais tensão em um compressor, como a 
vantagem de reduzir o número de estágios leva a velocidades mais elevadas 
nas pontas e, portanto, tensões. 
 
A tendência das tensões nas diversas partes do impelidor varia, é claro, de 
acordo com o tipo de impelidor. 
 
A condição mais severa ocorre durante o teste de sobre velocidade (a 115% da 
velocidade máxima contínua). 
 
 10
Como regra geral, ao fabricar impelidores é precisomuito cuidado no 
acabamento das superfícies e no seu projeto, considerando especialmente as 
espessuras, os rasgos de chaveta e os arredondamentos dos cantos. 
 
Os materiais e tratamentos térmicos são escolhidos levando em consideração 
as tensões devido à força centrífuga (em função da velocidade da ponta na qual 
o compressor deve funcionar) e as condições de trabalho, tais como corrosão, 
corrosão por tensão, baixas temperaturas, etc. 
 
Para obter um bom resultado nas soldas das lâminas, devem ser feitas de aço 
com boas características mecânicas, no entanto com baixo teor de carbono. A 
Nuovo Pignone usa o aço KMN COGNE para todos os impelidores, exceto para 
casos especiais, que é um aço de baixa liga apropriado para baixa temperatura, 
contendo 2% de cromo, 1% de molibdênio e 0,13 a 0,17% de carbono. 
 
Os fabricantes de impelidores nos EUA usam aço com maior teor de carbono, 
obtendo melhores características mecânicas, mas deixando algumas dúvidas 
sobre a qualidade da solda, já que a solda e a área ao redor estão sujeitas à 
corrosão inter cristalina. Por este motivo os fabricantes britânicos exigem limites 
da porcentagem de carbono. A corrosão inter cristalina leva ao relaxamento das 
ligações metalográficas entre os grãos e, portanto, a degradação da resistência 
mecânica. 
 
Um teor de carbono no aço maior que o limite de solubilidade de sua matriz 
austenítica determina a possibilidade do aço ser sujeito à corrosão inter 
cristalina, já que o carbono é a causa principal para a precipitação de carbeto e 
redução do cromo na área ao redor do limite do grão. Os carbetos precipitados 
ao longo do limite do grão podem iniciar a fratura, enquanto que a redução de 
cromo torna o material mais suscetível à corrosão. 
 
Se o aço permanecer na temperatura de sensibilização (de 400 a 900°C) 
durante o processo de têmpera após o tratamento térmico, bem como durante o 
aquecimento para solda, os carbetos de cromo podem precipitar ainda mais, 
quanto mais alto o teor de carbono no aço. 
 
Quando os impelidores funcionam em meio corrosivo, é usado aço com teor de 
cromo mais elevado, tal como o X15C13 (13% Cr); em áreas especialmente 
corrosivas a porcentagem de cromo no aço é muito maior: aços KXOA2-FNOX 
(de 15 a 19% Cr); além disso, se houver algum problema na resistência a 
tensões junto com os problemas de corrosão, são usados aços MARAGING, 
série 17% Cr, 4% Ni, temperados em baixa temperatura. 
 
O aço 9% níquel é usado para impelidores funcionado em baixa temperatura, 
este teor foi estudado para ter uma boa resistência ao impacto até –196°C. 
 
c. Tambor de balanceamento 
Durante a operação normal, dentro do compressor é gerado um empuxo contra 
o rotor, que deve ser suportado pelo mancal axial. 
 
Este empuxo é devido principalmente às pressões agindo no impelidor. 
 11
 
O ∆p produzido pelo impelidor gera, é claro, uma força na direção de sucção 
expressa pelo produto multiplicado pela área sob a selagem da proteção. 
 
A soma destes empuxos é geralmente muito alta e muitas vezes além da 
capacidade do mancal axial. Para um conjunto rotor com 5 impelidores, um ∆p 
médio para cada impelidor = 6 kg/cm2, eixo Ø = 17 cm, selagem Ø = 27 cm, o 
empuxo gerado é de 10370 Kg: 
 
 
 
 
 
Portanto, é previsto um tambor de balanceamento, depois do último impelidor; 
localizando sua face oposta sob a pressão de sucção e dimensionando seu 
diâmetro adequadamente, um empuxo é gerado do lado de sucção para o lado 
de descarga, de modo a balancear o empuxo dos impelidores. 
 
O balanceamento ainda não está completo: um empuxo residual é deixado, 
capaz de ser suportado pelo mancal de escora, para evitar qualquer 
instabilidade axial do rotor. 
 
Outros empuxos são gerados além dos descritos acima, tal como o empuxo 
provocado pela variação do fluxo de gás entrando axialmente no impelidor e 
saindo do mesmo radialmente, ou como o empuxo resultante da irregularidade 
da pressão agindo no impelidor nas máquinas de alta pressão. 
 
Geralmente, estes empuxos não são alto suficiente para alterar o estado das 
coisas, mesmo assim devem ser calculados com precisão. 
 
É importante levar em consideração também o empuxo gerado pelo 
acoplamento, que será discutido oportunamente. 
 
Em relação ao perfil deve-se observar que a largura deste tambor seja suficiente 
para suportar todo o ∆p desenvolvido pelo compressor: um dimensionamento 
 12
inadequado da selagem de labirinto resulta em um grande vazamento do gás na 
direção da sucção, prejudicando assim o desempenho do compressor. 
 
Geralmente, o tambor de balanceamento é fabricado de aço X12C13 montado 
por interferência com chaveta como os impelidores. 
 
 
4.4 MANCAIS RADIAIS 
 
Informações Gerais 
 
Os mancais radiais servem para efetuar a sustentação do conjunto rotativo, de 
forma a evitar o desgaste e minimizar a dissipação de energia por atrito. 
 
Existem fundamentalmente dois tipos de mancais radiais: 
a) Mancais de Rolamentos 
b) Mancais de deslizamento. 
 
Os mancais de rolamentos são padronizados, mais compactos, dissipam menos 
energia e consomem menos lubrificante. São, no entanto, menos resistentes, 
porque trabalham com contato metálico entre as superfícies de rolamentos. Por 
isso são empregados apenas em máquinas de pequeno porte. Os compressores 
centrífugos, usados em processamento industrial, possuem mancais do tipo 
deslizamento dotado de um revestimento interno de metal macio(metal patente). 
A formação de um filme de óleo impede o contato do eixo com o revestimento 
desse mancal, proporcionando, sob condições normais de operação da máquina, 
longa duração de campanha sem qualquer manutenção. 
 
O mecanismo de formação desse filme de óleo foi estudado inicialmente por 
Osborne Reynolds, estabelecendo o primeiro passo no sentido do projeto dos 
mancais de deslizamento. De um modo geral, um fluido contido entre duas 
superfícies que apresentem movimentos relativos entre si estará sujeito a um 
campo de pressões que depende principalmente das velocidades relativas, das 
formas das superfícies e das propriedades do fluido. No mancal, o campo de 
pressões assim estabelecido gera uma resultante que se contrapõe ao 
carregamento imposto pelo eixo, assegurando a manutenção do filme de óleo e 
impedindo o contato metálico. 
 
A fase inicial do projeto de um mancal desse tipo considera um carregamento 
devido apenas ao peso próprio do conjunto rotativo, além da rotação e diâmetro 
do eixo, comprimento axial do mancal e viscosidade do lubrificante para 
estabelecer a folga diametral do mancal (entre cerca de 0,05 e a 5 mm) (e a vazão 
de óleo requerida para a dissipação do calor)em geral entre 0,01 e 0,1 l/s). A 
espessura mínima aceitável para o filme de óleo e sua máxima temperatura 
admissível são os parâmetros que balizam essa fase do projeto. 
 
Admitindo a hipótese de carregamento constante, pode-se demonstrar que o eixo 
tenderia a assumir um posicionamento fixo no interior do mancal caracterizado, 
como ilustra a figura 13.10, por uma certa excentricidade (ε) e um desvio (φ) do 
ponto onde o filme é menos espesso em relação à direção normal. 
 13
 
 
Na pratica, o carregamento sobre os mancais radiais não é constante, devido ás 
componentes variáveis introduzidas pela existência de desbalanceamento, pelo 
desalinhamento em relação à máquina acionadora e diversos outros efeitos. Em 
conseqüência, o eixo se movimenta no interior do mancal, com o seu centro 
descrevendo uma órbita em torno da virtual posição de equilíbrio. 
 
A Segunda fase do projeto dos mancais diz respeito exatamente ao 
comportamento dinâmico do eixo. Fazendo analogia com um sistema massa-
mola-amortecedor, os parâmetros de funcionamento dos mancais devem ser 
ajustados de modo a obter a elasticidade e o amortecimento adequado ao 
desempenho oscilatório pretendido para o conjunto rotativo. 
 
Um traçado considerado normal para a órbita de um eixo é mostrado na figura 
13.11(a). Encontra-se, como podemos observar, circunscrito a um espaçopequeno em relação à folga do mancal. A figura 13.11(b) mostra, por sua vez, 
uma órbita que vai se alargando em torno de uma posição inicial até atingir um 
círculo limite. No primeiro caso, o comportamento do mancal é tido estável e o 
conjunto rotativo trabalha sob condições normais de vibração. No segundo, o 
comportamento é tido instável e caracterizado por elevado nível de vibração. 
 
 
 
 
 14
A instabilidade do mancal é um fenômeno vibratório auto-excitado que se 
manifesta quase sempre com freqüência inferior à sua rotação e que pode ter 
diversas causas. A mais comum consiste numa movimentação cíclica do filme de 
óleo no interior do mancal (“oil whirl”), que pode aparecer acima de uma 
determinada rotação. A interação aerodinâmica entre os impelidores e o gás ou 
um contato físico entre o conjunto rotativo e as partes estacionárias podem causar 
efeito semelhante. 
 
Devido a problemas de instabilidade, os mancais puramente cilíndricos vem sendo 
muito pouco utilizados em compressores, especialmente nos de alta rotação. 
Formas mais complexas, tais como as que são mostradas da figura abaixo, tem 
proporcionado melhores desempenhos. 
 
O mancal de pastilhas oscilantes é atualmente o mais usado. As pastilhas 
proporcionam a formação de diversas cunhas de óleo e praticamente centralizam 
o eixo e asseguram grande estabilidade hidrodinâmica ao mancal. Além disso, as 
pastilhas são pivotadas para acomodar pequenos desalinhamentos do eixo. São 
apropriados para rotações elevadas, embora com uma certa limitação de 
carregamento. 
 
 
 
Os mancais radiais são do tipo pastilhas basculantes de lubrificação forçada. O 
óleo sob pressão circula pelos mancais em sentido radial, e passa por passagens 
existentes para lubrificar as pastilhas radiais e em seguida é descarregado 
lateralmente. 
 
Esta configuração permite pequeno movimento das pastilhas no interior do 
alojamento, quer em sentido radial quer em sentido axial, amortizando o máximo 
que for possível às vibrações radiais do rotor. A rotação das pastilhas dentro do 
alojamento é impedida através de pinos salientes aparafusados ao alojamento. 
 
 15
 
 
 
 
 
Mancal Radial – Conjunto alojamento, pastilhas e anéis de selagem. 
 
Os mancais são fixados axialmente as tampas verticais (cabeçote), de cada lado 
da carcaça (barril) dos compressores, através de parafusos. 
Os mancais dos compressores da Nuovo Pignone permitem o ajusta da folga 
radial por intermédio de instalação shim (calco) na parte traseira das pastilhas. 
 
4.5 MANCAL AXIAL (ESCORA). 
 
4.5.1 Informações Gerais 
Como mencionado no parágrafo 4.3.2.c (Tambor de Balanceamento), nos 
compressores centrífugos o gás descarregado pelos impelidores ocupa os 
espaços existentes entre os próprios impelidores e os diafragmas gerando um 
campo de pressões. Dessa distribuição de pressões resulta uma força axial que 
age sobre o impelidor no sentido da descarga para a sucção. O somatório das 
forças atuantes sobre os diversos impelidores em um mesmo conjunto rotativo é 
tradicionalmente conhecido como empuxo axial. 
 
Existem recursos que podem ser empregados como objetivo de gerar forças 
balanceadoras capazes de anular total ou parcialmente o empuxo axial ou até 
mesmo inverter o seu sentido. 
 
 16
Na verdade, é até desejável que o eixo trabalhe sob algum esforço axial para 
posicioná-lo em um determinado sentido. Os projetos normais buscam fixar essa 
resultante em cerca de 25% do empuxo axial aerodinâmico. Outra tendência 
consiste em estabelecer uma força balanceadora da ordem de 125% do empuxo 
axial aerodinâmico, fazendo com que a resultante se oponha a este. 
 
Seja qual for à intensidade e o sentido da resultante axial sobre o eixo, ela deverá 
ser absorvida pelo mancal de escora. O princípio no qual se baseia a construção 
desse dispositivo é ilustrado pelo esquema da figura. 
 
Um disco preso ao eixo, denominado colar de escora, é inserido no interior de um 
estojo revestido de metal macio, posicionando o conjunto rotativo em relação à 
carcaça. A formação de um filme de óleo, tal como ocorre nos mancais radiais, 
devem impedir o contato direto entre o colar e o revestimento, e ainda promover a 
dissipação do calor gerado pelo atrito. 
 
Na maioria dos compressores, o mancal de escora situa-se na extremidade do 
eixo que fica do lado da sucção, com a face externa do colar pressionada sobre o 
mancal. Isso significa que a resultante axial sobre o eixo possui sentido idêntico 
ao do empuxo aerodinâmico, e portanto o eixo trabalha sob compressão. O 
acionamento do compressor é sempre feito pelo lado oposto ao do mancal, esse 
caso, o lado de descarga. 
 
É recomendável que o mancal de escora seja de dupla ação, isto é, permita 
contato de qualquer uma das faces do colar, porque sempre há risco de inversão 
no sentido da resultante axial, sobretudo em condições extraordinárias de 
operação, como na partida d máquina ou durante o funcionamento em surge. A 
folga total do mancal ou “passeio” axial do conjunto rotor é da ordem de alguns 
décimos de milímetro. 
 
Quase todos os compressores centrífugos de uso industrial empregam um tipo de 
mancal de escora denominado “Kingsbury” ou “ Mitchell”, que se caracteriza pelo 
revestimento segmentado, em forma de pastilhas pivotadas para produzir 
movimento oscilatório. 
 
 17
A inclinação das pastilhas em torno dos pivôs proporciona a formação de cunhas 
de óleo que conferem grande estabilidade à posição do eixo e ao mesmo tempo 
elevam a pressão que o mancal é capaz de suportar a cerca de 3000 Kpa ou 
mais, enquanto nos mancais comuns o limite não ultrapassa 600 Kpa. 
 
Melhores resultados são ainda obtidos com o uso de mancais auto-ajustáveis que 
possuem um sistema de pivotamentos múltiplos (balancins), próprio para 
compensar o desalinhamento angular entre os eixos do compressor e do 
acionador, distribuindo a carga igualmente sobre as pastilhas. A desvantagem 
dessa construção é o aumento considerável do comprimento axial requerido para 
a instalação do mancal. 
 
Para o compressor centrifugo BCL 406/A o mancal de empuxo é do tipo kingsbury 
φ 10 ½” e é composto de um único mancal de empuxo do tipo 266,7 LEG B 
(kingsbury) no lado ativo e de um único mancal de empuxo kingcole "8" 225 
(kingsbuy) no lado inativo. Os dois lados têm lubrificação direta. 
 
Para o compressor centrifugo 2BCL 458/N o mancal de empuxo é o kingsbury 9". 
 
A folga especificada entre as pastilhas do mancal e o colar de escora é indicada 
na "Ficha dados folga" de cada máquina. 
 
Detalhes das partes integrantes de um Mancal Axial 
 
 
Instalação de 
calco para 
ajustar a folga 
axial (lado ativo)
Instalação de calco 
para ajustar a folga 
axial (lado inativo)
 18
 
 
Esquema com passagens do óleo lubrificante 
 
 
 19
 
Detalhes do Colar de Escora 
 
4.6 SISTEMA DE POSICIONAMENTO AXIAL DO EIXO. 
 
As peças fundamentais desse sistema são o mancal de escora, e o tambor de 
balanceamento. 
 
O tambor de balanceamento, também chamado pistão de balanceamento, é uma 
peça cilíndrica fixada ao conjunto rotativo logo após o último impelidor como objetivo 
de gerar uma força contrária ao empuxo axial. A face interna do tambor fica 
naturalmente exposta à condição final do gás, enquanto a outra face fica em contato 
com uma câmara ligada à sucção do compressor por um tubo denominado linha de 
balanceamento. Origina-se portanto, sobre o tambor uma força que corresponde ao 
produto do seu diâmetro pela diferença entre as pressões atuantes em cada uma 
das faces, praticamente equivalentes às pressões de sucção e descarga do 
compressor. O esquema da figura 13.17 mostra esse funcionamento. 
 
 20
 
Junto à periferia do tambor de balanceamento são instalados diversos anéis de 
labirintos, para minimizar o vazamento de gás através dessa superfície. Esse é um 
aspecto bastante delicado do funcionamento do sistema, uma vez que a 
deteriorização da selagem pode anular o balanceamento. Os defensores da tesede 
que a força balanceadora gerada pelo tambor deve-ser superior ao empuxo axial 
aerodinâmico apoim-se justamente nessa tendência de deteriorização do 
balanceamento com o uso, que, nesse caso, não seria imediatamente prejudicial. 
Esse argumento, embora consistente, não sensibiliza a maior parte dos projetistas, 
face às dimensões elevadas requeridas para o tambor. 
A construção de máquinas com fluxo em duplo sentido é uma opção algumas vezes 
empregada apara anular total ou praticamente o empuxo axial, eliminando pelo 
menos a necessidade do tambor de balanceamento. Isso é o que se pretende, por 
exemplo, ao adotar impelidores de dupla aspiração, conforme o esquema da figura 
13.18. Utilizando principalmente em máquinas de um único estágio, esse tipo de 
impelidor não está sujeito, obviamente, a empuxo axial. 
 
 21
Um outro recurso consiste em estabelecer dois conjuntos de impelidores acoplados 
ao mesmo eixo, de modo que eles sejam percorridos em sentidos opostos pelo gás, 
como aparece na figura 13.19. 
 
Há duas alternativas a considerar nesse caso. Se os conjuntos de impelidores são 
percorridos em paralelo, trata-se de um compressor com fluxo dividido, e nesse caso 
um balanceamento perfeito do empuxo axial é conseguido. O inconveniente desse 
tipo de construção é a duplicação das dimensões da máquina e conseqüente 
elevação do custo. Se, por outro lado, os conjuntos são percorridos em série, com a 
descarga de um sendo conectada por fora da máquina até a admissão do outro, a 
anulação do empuxo axial não é absoluta, mas é, em muitos casos, satisfatórios. 
 
O fluxo em duplo sentido é utilizado principalmente quando os níveis de pressão do 
sistema são elevados, porque nessas circunstâncias o empuxo axial também é 
elevado e as dimensões requeridas para o tambor de balanceamento tornam-se 
exageradas, tanto em termos de diâmetro quanto comprimento. 
 
 
 22
4.7 Acoplamentos 
O acoplamento transmite energia do acionamento para o compressor. 
O acoplamento pode ser direto ou através de uma engrenagem de aumento da 
velocidade, dependendo do acionamento conforme considerado em seguida. 
Normalmente são usados acoplamentos dentados com lubrificação forçada ou 
por enchimento. Os acoplamentos com lubrificação forçada são montados na 
rotação de alta velocidade e praticamente só são usados nos compressores, o 
outro tipo de acoplamento é selado, geralmente com graxa de lubrificação a ser 
completadas de vez em quando; estes acoplamentos são usados somente nos 
eixos de acionamento. 
Ao transmitir o torque, um acoplamento dentado pode originar um empuxo axial 
se os eixos a serem acoplados variarem sua posição relativa, durante o estado 
transiente ou devido a uma expansão térmica dos diversos elementos, ficando 
axialmente mais perto ou mais longe. Um deslocamento relativo dos dois eixos 
não é permitido, uma força axial é gerada acima do valor de atrito dos dentes do 
acoplamento, até este momento esta força é suportada pelo rolamento axial. 
Veremos agora, por exemplo, quanto pode ser este empuxo: no caso de um 
compressor com potência N = 10.000 HP, rpm n = 10.000 e raio R = 100 mm 
(raio da linha de passo dos dentes do rolamento) temos: 
 
Mt 716
716
==
n
N kgm de torque transmitido 
 
 
Ft = Mt/ R = 7.160 kg de força tangencial transmitida 
 
 
Como a faixa de coeficiente de atrito dos dentes é: 
0,15 < f > 0,3, uma força axial é necessária para vencer o atrito nos dentes. 
 
Fa = Ftf = 1074 a 2148 kg 
 
O empuxo pode chegar até a 5 t no caso de potência mais elevada. Para 
entender o comportamento do empuxo deve ser considerado que o ponto fixo do 
rotor é o rolamento axial e que a inércia de calor do rotor é menor que a da 
carcaça. 
O uso de acoplamentos de diafragma tem aumentado recentemente. A Nuovo 
Pignone não usa este tipo de acoplamento porque apresenta muitas 
desvantagens, comparado com a vantagem principal de compensar 
desalinhamentos consideráveis, tais como: mais pesado r portanto com efeito 
negativo no comportamento de flexão do rotor em relação à segunda velocidade 
crítica, dificuldade de balanceamento e falha por fadiga nas placas finas. 
 
 23
 
4.8 SELAGENS 
 
As selagens são utilizadas para evitar ou minimizar o vazamento de gás 
comprimido entre os impelidores e os difusores. 
 
4.8.1. SELAGEM INTERNA. 
 
1. O objetivo da selagem interna é restringir a recirculação do gás através das 
folgas existentes entre o conjunto rotativo e as partes estacionárias do 
compressor. Há dois pontos de selagem por estágio, sendo um anterior e o 
outro posterior a cada impelidor conforme esquematizado na figura 13.20. 
2. Os dispositivos utilizados com essa finalidade são os anéis de labirintos, 
constituídos por uma superfície filetada que minimiza o vazamento do gás 
pela sucessão de mudanças de direção que são impostas. 
3. Os anéis de labirintos são encaixados nas extremidades dos diafragmas e 
servem também para efetuar a vedação do tambor de balanceamento. 
Fabricados em metal macio, usualmente alumínio, deformam-se ao menor 
contato com o eixo, de modo a não introduzir carregamento transversal 
sobre o mesmo. 
4. O número de filetes adotados em cada ponto de selagem depende da 
diferença de pressões, e a folga em relação ao eixo deve ser superior à 
folga dos mancais radiais em cerca de 0,001 mm por mm de diâmetro do 
eixo. 
5. As metades superiores dos anéis são fixadas ao diafragma superior e as 
metades inferiores dos anéis são fixadas aos diafragmas inferiores. 
6. A remoção dos labirintos podem ser executada girando-os na sua sede 
(encaixe) dentro dos diafragmas. 
7. O mesmo tipo de vedação é posicionado na extremidade do eixo para 
limitar os escapamentos de gás do compressor (selo de gás). 
8. As folgas entre os labirintos e o rotor são indicadas no "Controle de folgas" 
existente em cada manual de manutenção de cada fabricante. 
 
 
 24
 
 
Conjunto do conjunto de Pivôs (Balancins) 
 
 
Detalhes de Pastilha Axial e de Pivotamento 
 
 
 
 
Detalhes de Pastilha Axial, Pivotamento e Alojamento 
 
 
 
Conjunto Mancal Axial 
 
 
 
 
 
5- Montagem e Instalação 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Nivelamento e Grauteamento 5.1 
Alinhamento 5.2 
Procedimentos de alinhamento e acoplamento 5.3 
Acoplamentos 5.4 
 1
 
5. MONTAGEM E INSTALAÇÃO 
 
5.1. NIVELAMENTO E GRAUTEAMENTO 
 
A instalação correta de compressores centrífugos requer uma base ancorada 
sólida que pode ser obtida por meio de fundações de concreto armado ou 
estruturas metálicas suficientemente rígidas para garantir alinhamento estável 
com o motor de acionamento. 
 
Em alguns casos, o grupo motor/compressor, fixado a uma placa base (sapata 
de fundação) do tipo suporte, é ancorado à estrutura com suportes articulados 
para torná-lo independente da estrutura principal; este método é usado para 
instalações em plataformas offshore. 
 
No caso de fundações de concreto armado, um espaço de cerca de 10 cm deve 
ser deixado entre a placa-base metálica e a superfície de concreto para permitir 
o grauteamento dos parafusos de ancoragem e a chapa do mancal (ver Figura 
5.1) 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.1 
Parafuso de nivelamento 
Placa-base 
metálica
Calços
Fundação 
de concreto
Parafuso de ancoragem da fundação 
 2
 
 
Em alguns casos, o parafuso de ancoragem é um tirante que passa por uma 
camisa guia na fundação propriamente dita (ver Figura 5.2). 
 
 
 
 
 
Figura 5.2 
 
 
Antes de proceder à instalação permanente da maquinaria, confirmar as 
dimensões das fundações, verificar as dimensões e referências mostradas no 
manual de instruções. 
 
Para despejar corretamente, o concreto deve estar livre de traços de óleo, graxa 
ou outras impurezas. Para despejar, normalmente é usado concreto pré-
misturado de secagem rápida, sem contração. 
 
A posição da estrutura da base metálica pode ser ajustada, utilizando-se os 
calços entre a placa de fundação e a chapa do mancal e é verificada com um 
prumo com uma precisão de 0.01 mm/metro. 
Parafusode nivelamento 
Placa-base 
metálica
Calços
Fundação 
de concreto
Fundação de concreto CamisaTirante da fundação 
Calços
 3
 
 
No caso de mais de uma máquina em placas-base separadas, faça uma verificação 
preliminar de alinhamento (ver Figura 5.3) 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.3 
 
Durante esta fase, você deve avaliar cuidadosamente a distância entre os cubos 
de acoplamento, considerando a folga extrema do espaçador e o fato de que os 
cubos são posicionados a frio nos eixos. 
 
Um erro na avaliação destas dimensões pode tornar necessário fazer um novo 
grauteamento das placas-base nas fundações. 
Eixo de referência pra fundações Eixo de referência para tubulação 
 4
 
 
É sempre melhor consultar o livreto de referência para o torque de aperto dos 
parafusos de ancoragem (na ordem de décimos de Kgm). 
 
Quando bastante tempo tiver decorrido para a máxima contração do concreto 
(cerca de sete dias), o nivelamento e alinhamento do grupo são normalmente re-
verificados, ajustando-se os calços entre a placa-base e a fundação e entre a 
placa-base e o compressor, se necessário. 
 
O alinhamento final será feito antes de se conectar a sucção e a tubulação de 
gás de produção, o que, em hipótese alguma, deve criar tensão ou esforço nas 
máquinas. 
 
5.2. ALINHAMENTO 
 
Alinhamento significa a coincidência do eixo de uma máquina com a extensão 
do eixo da outra máquina, durante operação normal. Para realizar isto, você 
deve lembrar que todos os compressores sofrem um certo deslocamento 
vertical, devido à expansão dos pés de suporte, devido à diferença em 
temperatura entre a máquina operando e a máquina em repouso. 
 
O procedimento a ser seguido para encontrar a posição relativa entre dois eixos 
a serem alinhados radialmente (ver Figura 5.4), é medir com instrumentos 
especiais (indicadores centesimais), 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.4 
 5
 
 
a diferença entre a posição de quatro pontos na circunferência lida (disco na 
máquina de acionamento), juntamente com os eixos perpendiculares aos pontos 
correspondentes na circunferência gerada pelo indicador, feita para girar em 
torno do eixo da máquina acionada, tomada como referência (ver Figura 5.5). 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.5 
 
 
 
 
Além disso, para encontrar a quantidade de desvio angular relativo entre os dois 
eixos (ver Figura 5.6), use os indicadores de dial instalados em um dos dois 
eixos 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5..6 
 
 6
 
 
E em contato com a superfície de um disco montado perpendicularmente no 
outro eixo (ver Figura 5.7). 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.7 
 
 
Como dito anteriormente, a leitura é feita em quatro pontos no disco, em 
correspondência com os eixos perpendiculares. Esta leitura mostra, em forma 
linear, o desvio angular entre os dois eixos. 
 
Para evitar erros devidos à excentricidade e imperfeições de usinagem no disco, 
você deve girar ambos os eixos em 90o, para cada leitura, de modo que o 
indicador seja sempre lido no mesmo ponto no qual ele foi regulado para zero. 
 
Este procedimento, entretanto, pode levar a erros, por causa de prováveis 
movimentos axiais; para eliminá-los, use dois comparadores montados 
axialmente em 180o. Então considerando a diferença em suas leituras, você 
pode obter um valor livre de erro. 
 7
 
 
5.3. Procedimentos de alinhamento e acoplamento 
 
 
Inicie o alinhamento, tomando o equipamento de acionamento como referência. 
 
 
Medindo o alinhamento radial 
 
Zere o dial radial com referência a vertical, como mostrado na Figura 5.8 
 
 
 
 
 
Figura 5.8 
 
 
Gire ambos os eixos na direção esperada para operação, fazendo leituras do 
medidor a intervalos de 90o. 
 
O indicador lê “menos” (negativo) quando a haste se move para fora e “mais” 
(positivo) quando a haste se move para dentro. Faça as leituras observando os 
cubos de acoplamento na mesma direção axial das máquinas acionadas. 
 
Assegure-se que os indicadores iniciem em faixa intermediária e repousem de 
modo correto no eixo. 
 
O desalinhamento vertical é expresso como 
 
rv = b 
 2 
 8
 
 
onde “b” é a leitura do indicador em seguida a uma rotação de 180o. 
 
Com exceção de pequenos erros, a soma algébrica das leituras pós-90o (w) e 
pós-270o (z) coincide com a leitura pós-180o: 
 
b = w + x 
 
Ao passo que sua semi-diferença algébrica indica deslinhamento radial 
horizontal: 
 
ro = w – z 
 2 
 
NOTA: É imperativo levar em conta os sinais de mais e menos de “w” e “z”. 
 
 
Medindo o alinhamento axial 
 
 
Alinhamento axial, isto é, alinhamento angular dos eixos, é medido por meio de 
dois indicadores dial ajustados em zero quando estão posicionados em 12 e 6 
horas. 
 
Gire ambos os eixos e registre as medições a cada intervalo de 90o, como 
mostrado na Figura 5.9. 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.9 
 
 9
 
 
Pressupondo-se que os dois indicadores estejam afixados ao flange do eixo P, o 
botão do indicador irá rastrear no flange do eixo Q. As leituras são registradas 
visualizando-se a partir do eixo P. Os resultados são: 
 
a) no plano vertical “av”, o desalinhamento vertical é expresso como 
 
av = d – g 
 2 
 
(sinais de + ou – devem ser considerados) 
 
b) no plano horizontal “ao”, o desalinhamento vertical é expresso como 
 
ao = (c – e) – (f – h ) 
 2 
 
Os sinais de + ou – de “c”, “e”, “f” e “h” devem ser levados em consideração 
 
 
Alinhamento a frio 
 
Após o alinhamento ter sido medido, posicione cada máquina no grupo de tal 
forma que a expansão ou contração térmica traga os eixos para o alinhamento 
apropriado durante operações normais. 
 
Os gráficos de alinhamento para cada um dos acoplamentos fornecidos nas 
páginas seguintes dão as posições do eixo e a velocidade operacional, a 
expansão prevista e desse modo, as posições necessárias para eixos frios. 
Além disso, eles mostram os valores a serem lidos nos indicadores para obter a 
posição do eixo exigida. 
 
Os valores de deslocamento do eixo foram calculados pressupondo-se a 
temperatura ambiente e uma temperatura de suporte média, como indicado nos 
gráficos. Se as temperaturas forem muito diferentes das indicadas, o operador 
deve calcular os valores reais de deslocamento. 
 10
 
 
Exemplo: o novo valor de deslocamento de um suporte L é expressado em 
termos do antigo valor L multiplicado pela proporção 
 
T1 
F 
 
Onde 
 
T = temperatura de suporte estimada menos a temperatura 
ambiente estimada 
 
T1 = temperatura de suporte medida menos a temperatura 
ambiente medida 
 
Como esses valores não são perfeitamente precisos, entretanto, sugere-se que 
uma verificação seja feita enquanto a máquina está em velocidade operacional 
normal. 
 
Para o correto posicionamento da máquina, primeiro corrija o alinhamento axial 
no plano vertical, ajustando a altura dos calços colocados sob a chapa do 
mancal do compressor. 
 
No caso da Figura 5.10, a correção do calço sob o suporte externo do eixo é 
expresso pela fórmula 
 
 
S = av x L 
 Ø 
 
Se a correção a ser feita for bastante significativa (vários décimos de um mm, 
por exemplo), é melhor ajustar os calços entre as as placas grauteadas e a 
placa-base. 
 
 11
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.10 
 
 
Para corrigir o alinhamento radial “rv”, o compressor deve estar levantado ou 
abaixado (sem modificar sua posição angular), inserindo ou removendo um 
calço abaixo de cada placa de suporte de altura “rv”. 
 
Para corrigir desalinhamento axial e radial no plano horizontal, apenas 
movimente o compressor horizontalmente por meio dos parafusos de ajuste nos 
pés do compressor. Para determinar a quantidade de desalinhamento, siga as 
mesmas regras da correção de desalinhamento vertical. 
 
 
 
 
Conexão de Tubulação e Encaixe (Cavilhamento) 
 
 
Após o alinhamento ter sido concluído, você pode começar a conectar a 
tubulação. 
 
Os indicadores dial devem ser instalados em pontos convenientes na fundação 
ou em uma estrutura não incorporada à máquina. 
 12
 
 
Os botões do indicador devemser colocados em contato com a máquina para 
detectar qualquer desalinhamento da tubulação que possa causar 
desalinhamento do acoplamento. 
 
Após um período inicial de operação em velocidade normal, verifique novamente 
o alinhamento e cavilhe as máquinas. 
 
As cavilhas de referência estão localizadas nas placas onde as chavetas 
mantêm as máquinas alinhadas longitudinal e transversalmente, mesmo que 
haja forte empuxo causado pela tubulação de gás e deformação devida à 
expansão térmica. 
 
As chavetas colocadas entre os pés do compressor e as placas de suporte 
posicionam as máquinas longitudinalmente, enquanto que as chavetas 
colocadas ao longo do eixo vertical do compressor, posicionam as máquinas 
transversalmente. 
 
 
 
 
5.4. Acoplamento 
 
As máquinas que compõem o grupo compressor são acopladas com uniões 
dentadas ou de diafragma (ver Figura 5.11), que podem ser presas aos eixos 
por meio de uma ou duas chavetas 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 5.11 
 13
 
 
 
ou, o que é mais comum, forçadas a frio na extremidade cônica do eixo com um 
dispositivo hidráulico fornecido com a máquina, ou por aquecimento das metades da 
união em fornos elétricos. 
 
Assegure-se, quando posicionar as máquinas, que a distância entre as metades da 
união seja a indicada, e que o espaçador tenha o jogo exigido no desenho. 
 
 
 
 
 
 
 
6 - Teste 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Testes Mecânicos 6.1 
Testes Termodinâmicos 6.2 
 
 1
6. TESTES DE DESEMPENHO EM COMPRESSORES CENTRÍFUGOS 
 
 
Dois tipos de testes são conduzidos em compressores centrífugos: testes 
mecânicos e testes termodinâmicos. 
 
 
6.1. TESTES MECÂNICOS 
 
6.1.1. TESTES DE FÁBRICA 
 
Um dos tópicos a serem examinados durante o chamado teste de desempenho 
mecânico (“mechanical running test”) refere-se às características de seu desempenho 
vibratório. Realizado nas instalações do fabricante, como parte do procedimento de 
aquisição de um compressor, este teste poderá redundar na sua aceitação ou rejeição 
por parte do cliente. 
Estes podem ser de vários tipos e complexidades, dependendo das informações 
que se deseja obter. 
As condições de teste devem ser as mais próximas possíveis das condições 
contratuais reais. 
Durante este teste, as medições de vibração do eixo são feitas em várias 
velocidades, próximo aos mancais. 
Também durante os testes, o item de maior interesse é a localização da(s) 
velocidade(s) crítica(s) lateral(is), o que pode ser feito através do registro das amplitudes 
durante a aceleração ou desaceleração do compressor, como indica a figura 4.1. Por um 
efeito de histerese, as indicações produzidas nestas duas condições costumam ser 
ligeiramente diferentes. 
 
 
 
Figura 4.1 
 
 
Em geral, um teste operacional à velocidade máxima contínua é conduzido 
(100% de velocidade de projeto para unidades acionadas a motor, 105% para unidades 
acionadas por turbina a gás ou a vapor); de acordo com as normas API, este teste é 
 2
concluído em 4 horas. O objetivo é constatar que a segunda freqüência crítica se 
encontra fora da faixa de trabalho do compressor. 
Um teste de excesso de velocidade é realizado atingindo-se o set-point de 
parada por excesso de velocidade da turbina, para verificar a segurança do compressor 
no caso de falha de controle da turbina. Neste caso, a velocidade pode atingir 10% sobre 
a máxima velocidade contínua, ponto onde o corte por excesso de velocidade desliga a 
máquina. 
Os níveis de vibração em rotação normal devem ser também verificados, sendo 
permissível, de acordo com a norma API 617, um limite de amplitude de deslocamento 
pico a pico medido no eixo próximo aos mancais da ordem de 0,05 mm ou calculado por 
 
rpm
mmA 5,7)( = 
 
devendo-se adotar o menor. É recomendável também que a amplitude observada 
durante a passagem pela primeira freqüência crítica não exceda a oito vezes este valor. 
Sabe-se que o acoplamento possui uma notável influência sobre tudo na 
segunda velocidade crítica; por esta razão, é aconselhável realizar os testes com o 
acoplamento de serviço. Se um acoplamento diferente for usado, deve-se ter cuidado 
para garantir que o balanço ou “overhang” (considerar peso e dimensões axiais) seja o 
mesmo. Particularmente, são necessários o mesmo peso e posição do centro de 
gravidade da luva, a mesma distância entres dentes e mancal, o mesmo peso e 
flexibilidade do acoplamento de serviço. A conexão entre o eixo do compressor e o 
acoplamento (realizada por meio de dentes correspondentes) é considerada como uma 
articulação: na verdade, o momento de curvatura não é transmitido ao eixo do 
compressor. Particularmente, o peso do espaçador é considerado dividido em duas 
forças idênticas atuando nos dentes das duas extremidades. 
Além disso, o acionador de teste deve ser, sempre que possível, o do projeto. Na 
verdade o grupo acionador-acoplamento-compressor é um todo, cuja interação das 
partes componentes não é fácil de ser reproduzida. Em geral, entretanto, são usados os 
acionadores das instalações de teste; apenas com máquinas particularmente críticas os 
testes são conduzidos usando-se o acionador do projeto. 
Em geral, isto é o que concerne a resposta elástica do compressor. Deve-se 
levar em conta também os mancais e as selagens, já que as velocidades críticas são 
muito influenciadas por estes (tipo de mancais e selagens, suas folgas, viscosidade do 
óleo, etc.). Já foi visto também, quando considerando a velocidade crítica lateral e 
problemas de instabilidade, que o tipo de mancal e selagem tem uma importância 
fundamental na redução das forças desestabilizadoras que atuam no sistema rotor-
suporte. 
É útil lembrar que o caso em que ocorrem vibrações assíncronas em velocidades 
que sejam múltiplas da velocidade de rotação, indica desalinhamento, falha do mancal, 
ou outras causas deste tipo. Vibrações assíncronas em velocidades mais baixas do que 
a velocidade de rotação devem ser atribuídas à instabilidade do filme de óleo nos 
mancais ou nas selagens. 
O óleo utilizado no teste deve ter a mesma viscosidade que o óleo usado na 
planta; isto pode ser feito ajustando-se a temperatura do óleo para obter a viscosidade 
necessária na entrada do mancal. 
 3
Para poder reproduzir as mesmas condições operacionais nas selagens de alta 
pressão, dever-se fazer o óleo ou o gás circular em circuito fechado de alta pressão, o 
que é complicado e oneroso. 
Durante os testes, a temperatura e a pressão do óleo são medidas na entrada e 
a temperatura na descarga do mancal. Normalmente, a temperatura do mancal é medida 
(termo-elemento inserido no metal patente das pastilhas). As medições nas vazões de 
óleo lubrificante e de selagem não são feitas com freqüência. 
A medição de vibrações pode ser feita tanto no eixo quanto na carcaça. 
As medições na carcaça são feitas próximas às posições do mancal nos planos 
vertical, horizontal e axial. 
As vibrações no eixo são medidas em várias posições, com sondas a 90o, de 
modo que no osciloscópio, é possível ver as órbitas dos pontos do eixo correspondentes 
à seção específica. Filtros ou analisadores de tempo real são usados para analisar as 
várias componentes de vibração, em freqüência e amplitude. 
Também é interessante ver as variações de fase, isto é, ver como a amplitude da 
vibração se movimenta com relação a um ponto fixo no eixo, em várias velocidades de 
rotação (o ponto fixo no eixo pode ser obtido tendo uma marca de referência monitorada 
por uma célula fotoelétrica ou “key-phasor”). Pela observação da fase, é possível achar 
entre quais velocidades críticas o ponto operacional existe, já que ao passar em uma 
destas, existe uma mudança de fase nas vibrações. Por exemplo, antes da primeira 
velocidade crítica, o desbalanceamento e as vibrações estão em fase; além da primeira 
velocidade crítica, eles estão em oposição de fase. Na verdade, essas mudanças de fase 
nunca são instantâneas mas são distribuídas em uma faixa de velocidade. 
Durante as medições de vibração, é necessário levar em contaos “run-outs” 
elétricos e mecânicos. O “run-out” elétrico é um fenômeno devido ao fato que, durante as 
operações de forja, campos magnéticos são criados e, subseqüentemente, perturbam as 
medições. É necessário evitar essas dificuldades antes dos testes, desmagnetizando o 
rotor. O “run-out” mecânico é devido a excentricidades e ovalização inevitáveis das 
peças mecânicas, pode ser medido por meio de outros instrumentos. 
No passado, se limitava a amplitude da vibração exclusivamente; agora se 
verifica também a velocidade da vibração ou a aceleração da vibração (energia da 
vibração). A velocidade da vibração é proporcional ao produto da amplitude pela 
freqüência e à energia dissipada: esta é razão porque é uma importante referência para 
a avaliação de vibrações. 
Em geral, os valores de vibração aceitáveis na carcaça, são metade daquelas no 
eixo. Para dar uma idéia da ordem dessas amplitudes, para um eixo operando a cerca de 
5000 RPM, a amplitude de vibração aceitável é até cerca de 40 microns. Para a carcaça, 
os limites de velocidade de vibração são aceitáveis na ordem de 10 – 20 mm/ seg. 
É oportuno mencionar que as características do comportamento vibratório 
obtidas durante o teste de fábrica poderão ser um pouco diferentes das que serão 
observadas no campo, devido a fatores como mudanças da natureza do gás e esforços 
na compressão, uso de acoplamentos e fundações diferentes, etc. 
 
 
6.1.2. MONITORAÇÃO E ACOMPANHAMENTO DE VIBRAÇÕES DURANTE A 
OPERAÇÃO 
 
O primeiro sintoma de ocorrência de problemas mecânicos em máquinas 
costuma se a alteração de seu comportamento vibratório. Embora existam alguns tipos 
de defeitos que se manifestem subitamente, danificando a máquina quase no mesmo 
 4
instante, o que se vê na maioria das vezes é o aparecimento de alguma anormalidade 
sem graves conseqüências imediatas, seguida de uma deterioração progressiva que irá 
finalmente, caso não percebida e corrigida a tempo, levar à falha. 
A monitoração contínua de vibração (será abordada em outro capítulo), fornecida 
com a máquina e suas proteções, é útil na proteção quanto a falhas súbitas ou evitar-se 
uma falha maior (catastrófica), mas pouco contribuem na avaliação das causas do 
problema. 
Com o avanço da eletrônica e da informática, surgiram as técnicas 
computacionais de análise e até diagnóstico de vibrações, revolucionando a prática da 
manutenção. São empregados, de acordo com o caráter preditivo da manutenção 
moderna, na observação sistemática e regular do comportamento vibratório das 
máquinas, para detectar as perspectivas de ocorrência de falhas, efetuar o diagnóstico 
das causas e definir a ação corretiva. 
As mais importantes técnicas de análise consistem no levantamento da órbita do 
eixo e na elaboração do espectro de freqüências x amplitudes de vibração. 
A órbita ou movimento desenvolvido pelo centro do eixo no interior do mancal, 
pode ser reproduzida na tela de um osciloscópio pela composição dos sinais 
provenientes de dois sensores de vibração a 90º instalados no mesmo ponto. As 
imagens assim produzidas, denominadas “curvas de Lissajou” permitem a análise de 
aspectos da vibração. Um exemplo típico é mostrado na figura 4.2. 
 
 
 
 
Figura 4.2 
 
O espectro de freqüência é um registro gráfico das amplitudes de vibração 
referente às freqüências presentes em um determinado sinal, tal como é mostrado 
esquematicamente na figura 4.3. 
 
 
 5
 
 
Figura 4.3 
 
A melhor maneira de se obter o espectro de freqüências consiste no uso de um 
analisador instantâneo de vibrações (“Real Time Analiser”). Este eqipamento funciona 
em tempo real, recebendo o sinal e gerando simultaneamente o espectro na tela. A 
imagem é dinâmica, sofrendo perturbações a medida em que é alterado o 
comportamento dinâmico do rotor (permite gravar o espectro num determinado instante, 
fazer gráficos em cascata – com espectros gravadas em intervalos regulares, 
usualmente em partidas ou paradas da máquina, etc). A comparação dos espectros de 
freqüência obtidos com uma periodicidade regular permite constatar a evolução de 
defeitos ou desajustes, cuja natureza é indicada pelas freqüências que são afetadas. 
 
 
 
6.2. TESTES TERMODINÂMICOS 
 
Quando um compressor centrífugo é adquirido, o fabricante se compromete a 
fornecer as respectivas curvas de desempenho, baseadas nas condições previstas de 
funcionamento. Estas curvas são elaboradas por composição analítica a partir das 
características individuais de cada estágio, obtidas a partir de ensaios de protótipos e 
catalogadas como dados de projetos para várias famílias de impelidores. Possuem 
precisão satisfatória para que se possa prever a operação do compressor, mas não há 
garantia formal disto. A praxe contratual, estabelecida com base na norma API, prevê a 
obrigatoriedade de garantia, por parte do fabricante, apenas com relação à possibilidade 
de operar nas condições e alternativas especificadas na requisição de compra do 
compressor. Ainda assim, a rotação indicada nas curvas para cada uma destas 
situações não precisa se confirmar na prática, e há tolerância de mais ou menos 4% 
quanto à potência consumida. 
A execução do teste de performance com o objetivo de estabelecer as curvas de 
desempenho por via experimental se mostra conveniente não só por permitir uma 
avaliação mais precisa da potencialidade da máquina, sua flexibilidade operacional e 
limites aerodinâmicos, mas também por instituir um padrão de funcionamento inicial, sua 
performance original ao início do uso (assinatura). 
 6
Existem duas possibilidades quanto ao local de teste, que acabam por influir 
bastante em sua metodologia. O teste pode ser realizado na fábrica, utilizando uma 
bancada mantida pelo fabricante para tal, ou no campo, após a instalação. Cada opção 
tem prós e contras. O teste de fábrica tem as seguintes vantagens: 
− Possibilidade de corrigir imediatamente eventuais deficiências de projeto; 
− Disponibilidade de condições e equipamentos apropriado são teste, 
conforme prescrição das normas. 
O teste de fábrica é, no entanto, menos favorável nos seguintes aspectos: 
− Impossibilidade de reproduzir exatamente alguns parâmetros (pressões, 
temperaturas, composição do gás, potência, rotação, etc) referentes á 
operação normal do sistema, obrigando a adoção de condições equivalente 
e critérios de similaridade, 
− Custo elevado do fabricante para executar os testes. 
Poderíamos concluir dizendo que o teste de fábrica é indispensável e o de campo 
altamente desejável. 
Não é apenas na aquisição de um novo compressor que devemos realizar o 
teste de performance. Ele pode ser também necessário quando desejamos executar 
grandes modificações nas condições operacionais do sistema, nas aferições do sistema 
de controle ou mesmo para avaliação periódica da deterioração do desempenho 
termodinâmico da máquina (acompanhamento preditivo). Nestes casos, por tratar-se de 
um compressor já instalado, obviamente o teste será no campo. 
 
 
 
6.2.1. TESTE DE FÁBRICA 
 
A execução de um teste na fábrica é planejada e comandada pelo fabricante, 
normalmente com testemunho e aprovação do cliente. 
O planejamento deve incluir uma descrição das instalações e da instrumentação 
existente , os procedimentos previstos e as formas de apresentação dos resultados. 
Todas as equações utilizadas na interpretação dos dados devem ser listadas e 
justificadas, caso envolvam simplificações ou conceitos que não sejam de uso corrente.A 
maioria dos fabricantes está preparada para realizar testes de performance baseados em 
normas editadas por entidades oficiais. No Brasil a mais aceita e a norma ASME PTC-
10, que estabelece preceitos sobre os mais variados aspectos do teste, tais como: 
− “lay-out” da instalação; 
− tipo, quantidade, posicionamento e calibração da instrumentação; 
− regras pra o caso de se adotar no teste condições diferentes das utilizadas 
na operação do compressor; 
− métodos para computação dos resultados. 
O aspecto mais característicoda norma ASME PTC-10 é o estabelecimento de 2 
tipos de teste, para os quais são indicados metodologias e tolerâncias diversas. O tipo I 
pressupõe a realização do teste em condições exatamente coincidentes com aquelas 
para as quais o compressor foi especificado.O tipo II trata do teste em que não há esta 
coincidência, sendo adotadas regras de equivalência. 
Existem diversas circunstâncias que podem impedir a total reprodução das 
condições de operação durante um teste realizado na fábrica, tais como: 
− dificuldade na obtenção ou manuseio do gás de projeto (gás natural com 
peso molecular específico, no nosso caso); 
− impossibilidade de fornecer potência (compressores acionados por motores 
 7
elétricos, por ex.) e rotação requeridas pelo compressor nas condições de 
projeto. 
Como os compressores centrífugos comprimem muitos gases diferentes (ar, 
metano, propano, misturas de hidrocarboneto, amônia, oxigênio, dióxido de carbono, 
etc.), é normalmente difícil e oneroso conduzir testes com o gás operacional em um 
circuito fechado. Por esta razão, o ar em circuito aberto é normalmente usado para 
testes (mais barato e mais prático) ou até um número limitado de gases em circuito 
fechado pode ser empregado, como veremos posteriormente. 
Uma vez que gases diferentes do de processo podem ser usados, surge a 
necessidade de se conduzir um teste bem embasado, atendento aos requisitos da norma 
ASME PTC-10. Para obter isto, os seguintes critérios de similitude devem ser atendidos: 
 
 Ter triângulos de velocidade semelhantes e, portanto, a mesma proporção 
entre módulos de cada velocidade semelhante e ângulos iguais entre os vetores de 
velocidade, quando comprimindo diferentes gases, desse modo resultando em curvas 
características semelhantes em Head x vazão. 
 
 Ter a mesma razão de volumes específicos do gás entre a entrada e saída 
do compressor durante o teste que a de projeto (operação normal), dentro de um limite 
de tolerância de ± 5%. Na verdade, ao passo que para uma bomba a similitude existe 
para todos os pontos da curva característica, para os compressores isto nem sempre é 
verdadeiro, porque se deve levar em conta a compressibilidade do gás, já que a razão de 
velocidades do gás entre a entrada e a saída nem sempre é o mesmo para gases 
diferentes. 
Por exemplo, fazendo a comparação entre a compressão de ar e de hidrogênio, 
encontramos que a razão de compressão do ar será maior que a do hidrogênio (ρar> 
ρH2); considerando triângulos de velocidade iguais na entrada, na saída os triângulos 
serão diferentes, já que o volume específico de ar na compressão é reduzido mais do 
que o do hidrogênio. Portanto, os gases operacionais e de teste devem ter os mesmos 
coeficientes entre os volumes específicos na entrada e na saída, já que é necessário que 
o fluxo dos dois gases atinjam as pás do impelidor com a mesma incidência e sejam 
comprimidas com a mesma eficiência, ou seja: 
 
 v2 = constante 
 v1 
 
Já que ==⎟⎟
⎠
⎞
⎜⎜
⎝
⎛
= ρ
1
2
1
2
11
P
p
v
v
nn
constante 
Pode ser deduzido que a condição acima mencionada pode ser substituída por 
outra em termos da razão de compressão e da constante politrópica “n”. Particularmente, 
se os gases tiverem a mesma constante adiabática “k” e o mesmo “n” (supondo uma 
eficiência de compressão politrópica igual), um teste válido pode ser conduzido com o 
gás tendo a mesma relação de compressão. 
Naturalmente, estas condições devem ser respeitadas mesmo se o gás de teste 
for igual ao gás operacional, mas é succionado a uma temperatura diferente. No caso da 
 8
razão de volumes específicos dos dois gases não ser igual, ele pode ser modificado 
variando-se o head e portanto a velocidade do teste. 
 
 10.2.3 Testar com, aproximadamente, o mesmo número Reynolds (Re) 
 
Re = V. l = forças inerciais 
 v forças de atrito 
 
onde: V = velocidade do fluido 
 l = comprimento de referência que depende da seção do duto 
 v = viscosidade cinemática 
 
Quanto mais alto for o número de Reynolds, melhor será a eficiência do 
compressor e mais alto o Head. 
Re é aproximadamente proporcional à pressão de sucção, a potência é 
proporcional a vazão mássica e consequentemente, também à pressão de sucção, e 
desse modo, Re é proporcional à potência. 
Em conclusão, é possível operar à potência mais baixa com Re mais baixo, e 
corrigir o Head e a eficiência com o número Reynolds. 
A norma ASME prevê essas correções em uma forma aproximadamente 
proporcional. Esta é uma solução aproximada já que a influência de Re não é constante 
e é maior para valores menores. 
È importante mencionar que a norma ASME tem limites de tolerância apertados 
para Re de teste, se o Re de projeto for abaixo de 200.000: entre 90% e 105% do valor 
de projeto. Já se o Re de projeto for acima de 200.000 as tolerância é ampliada: Re de 
teste pode variar 10% a 200% do valor de projeto 
 
1.1..1. Testar com, aproximadamente, o mesmo número de MACH: 
 
Ma = V 
 a 
 
Onde: V = velocidade média do gás 
 a = velocidade sônica no gás 
 
Se Ma < 0.8 em qualquer parte do percurso do gás, os testes podem ser 
realizados com números Mach bem diferentes (limites de tolerância entre 50% e 105% 
do valor de projeto), já que sua influência é desprezível; geralmente este é o caso em 
compressores centrífugos. 
Se Ma > 0.8, isto é, se a faixa transônica e supersônica for atingida, os testes 
devem ser conduzidos com um Ma muito próximo ao do projeto (limite de tolerância de ± 
5%), neste caso, entretanto, as condições a serem atendidas são muitas e é difícil 
realizar os testes. 
 
Os testes podem ser feitos com gases puros ou com misturas de gases. 
Entretanto, em circuito fechado, as misturas de gases podem variar sua composição, 
perder suas características e afetar os testes. Por isso é importante manter uma análise 
freqüente da composição da mistura ao longo dos testes. Isto leva os testes em circuito 
fechado a serem mais dispendiosos, mas em alguns casos é a única forma de se obter 
resultados aceitáveis. 
= constante 
= constante
 9
Quando o gás de processo tem um peso molecular maior do que o ar ou baixa T1 
(mais compressíveis), os testes devem ser conduzidos em circuito fechado com dióxido 
de carbono (CO2) ou gás freon; caso contrário, se o teste fosse feito em circuito fechado 
com ar, velocidades mais altas seriam necessárias, levando a temperaturas de descarga 
mais altas com o conseqüente risco de dano para o compressor. 
Quando o gás de processo tem um peso molecular menor do que o ar ou alta T1 
(manos compressíveis), os testes são normalmente conduzidos em similitude (uso de 
fatores de correção) com o ar, em circuito aberto, em velocidades mais baixas (o que 
pode também ser difícil) ou com misturas de gases em um circuito fechado (nitrogênio 
(N2) e hélio (H2), por exemplo). 
É melhor evitar testes com ar em um circuito fechado, já que podem ocorrer 
misturas explosivas de ar e vapores de óleo. 
Gases tóxicos ou inflamáveis nunca são usados para testes, já que exigem 
equipamentos caros e uma instalação de teste externa. 
Deve-se levar em conta o desvio entre gases reais e gases perfeitos por meio do 
fator de compressibilidade “Z” que modifica a fórmula do gás perfeito: 
 
PV = ZRT 
 
Durante os testes termodinâmicos, as seguintes leituras são feitas: pressão, 
temperatura e vazão volumétrica na sucção, pressão e temperatura na descarga e 
composição do gás de teste. 
A temperatura externa da carcaça é medida para avaliar o calor irradiado que é 
desprezível em um cálculo de primeira aproximação. 
A potência absorvida pelo compressor deve ser medida por meio de um torque-
meter. É possível, também, avaliar a potência por meio do balanço térmico do óleo 
lubrificante, do óleo de selagem e do gás, na base de saltos de entalpia. Neste caso, a 
potência absorvida é dada pela soma da potência armazenada pelo gás (proporcional ao 
fluxo de massa e à salto entálpico entre a sucção e a descarga), pelo óleo (calculadacom base na vazão e no ∆Τ em sua passagem pelas selagens e mancais) e da irradiada 
para fora. 
A eficiência adiabática ou politrópica é obtida dividindo-se o head adiabático ou 
politrópico, calculadas usando as fórmulas termodinâmicas acima, pelo head real, que é 
a potência total absorvida pelo compressor por unidade de peso de fluido comprimido. 
Quando existirem trocadores de calor intermediários, o melhor método é o de 
realizar o teste, estágio por estágio, e em seguida reconstruir o todo. 
Ao receber o projeto relativo à execução de um teste de performance no 
fabricante, provavelmente constataremos que ele não atende exatamente a tudo que 
preceitua a ASME. As diferenças encontradas podem ter como objetivo a agilização do 
teste, redução dos custos ou derivam-se mesmo de uma deficiência das instalações 
existentes. Estas infrações à norma , além de comuns, são em geral toleráveis, mas o 
cliente deve saber identificá-las e analisar suas conseqüências. 
 
 
 
6.2.2. TESTE DE CAMPO 
 
Quando se pode prever a realização de um teste no campo, é muito importante 
que o projeto da instalação leve em conta essa perspectiva. Essa não é, infelizmente, a 
realidade com que nos defrontamos na maior parte das vezes. Problemas de diversos 
 10
tipos podem então ocorrer, chegando a serem necessárias modificações na instalação 
para viabilizar o teste, quase sempre com custo elevado. 
O teste no campo é usualmente executado antes da partida inicial ou com o 
objetivo de avaliar a deterioração de performance do compressor ao longo do tempo de 
operação, durante uma possibilidade de interrupção do funcionamento da planta. Esta 
avaliação, se feita periodicamente (acompanhamento preditivo de performance), 
permitirá decidir de forma otimizada quando é mais econômico fazer a revisão geral do 
compressor (manutenção “on condition”) fruto da comparação do benefício (potencial 
ganho de performance pós revisão) x custo da revisão. 
Pressões, temperaturas, vazão, composição do gás e rotação são grandezas a 
serem obtidas diretamente no teste de performance. O head efetivamente fornecido ao 
gás e mais alguns outros parâmetros relacionados à composição do gás (expoente 
adiabático, constante do gás, calor específico à pressão constante) devem ser avaliados 
indiretamente, por exemplo, empregando os métodos indicados pelo ASME PTC-I0. 
Há alguma dúvida quanto à forma mais adequada para a obtenção do head. O 
método termodinâmico consiste em associá-lo à variação de entalpia entre as condições 
de entrada e saída do gás, ou seja: 
 
H = h2 –h1 
 
A precisão com que podem ser calculados os valores da entalpia é, no entanto, 
duvidosa, especialmente em se tratando da compressão de gases reais e misturas de 
gases. Uma outra corrente prefere a medição direta da potência, utilizando 
recursos.mecânicos (torquímetros, dinamômetros) ou elétricos (no caso de acionamento 
a motor elétrico): Um balanço térmico, no caso de acionamento por turbina a vapor, pode 
também ser efetuado. A potência obtida em qualquer desses casos é a de entrada no 
eixo do compressor, e o head pode ser calculado então por: 
 
H = WC - WL 
 M 
 
onde: 
H = head real 
WC = potência medida no teste 
WL = potência dissipada nos mancais 
M = vazão mássica aspirada 
A dissipação de potência nos mancais pode ser avaliada pelo aquecimento do óleo 
lubrificante. Alguns autores recomendam que os vazamentos através da selagem 
externa do compressor sejam subtraídos da vazão mássica aspirada, no sentido de obter 
um valor mais realista para o "head". Não achamos esse procedimento conveniente 
porque ao proceder de maneira inversa, isto é, determinar a potência consumida a partir 
dos dados de operação, o usuário teria que estimar o vazamento para incluí-lo nos 
cálculos. Adotando a fórmula anterior o efeito dos vazamentos fica incorporado ao 
rendimento termodinâmico, causando pequena redução do seu valor. 
Antes de realizar um teste é preciso tomar precauções para eliminar todas as 
possíveis causas de erros de medições. Devemos tentar, na medida do possível, 
trabalhar com a instrumentação existente, mas não a ponto de comprometer a validade 
do teste. Muitas vezes, modificações se fazem necessárias. Os principais aspectos a 
serem observados são os seguintes: 
 11
- Os medidores de pressão, temperatura e vazão devem se situar em trechos 
retos de tubulação, de comprimento mínimo equivalente a dez diâmetros. 
- A utilização de pelo menos dois medidores de pressão e dois de temperatura 
por seção, em posições diametralmente opostas, é recomendável para permitir a 
verificação de eventuais estratificações do fluxo. 
- Os medidores de pressão e temperatura devem ser selecionados de modo a 
trabalharem próximos ao meio da escala e devem sofrer calibração no local, 
imediatamente antes do teste. 
- A amostragem do gás para fins de análise de composição requer o maior 
cuidado, especialmente se houver componentes saturados, passíveis de condensação à 
temperatura ambiente. É recomendável fazer uma extração na sucção e outra na 
descarga, para fms de 
comparação. 
No momento de passar à computação dos resultados é preciso decidir acerca de 
como considerar o comportamento do gás. Três são as alternativas mais indicadas: 
-Adotar a hipótese de gás perfeito. 
-Adotar as fórmulas desenvolvidas para gases perfeitos, aplicando correções 
práticas baseadas no conceito de fator de compressibililidade. 
-Adotar fórmulas desenvolvidas para gases reais, com uso de recursos 
computacionais. 
Seja qual for o procedimento adotado, é preciso que ele seja claramente referido 
na apresentação dos resultados, para que o usuário das curvas características possa 
efetuar os seus cálculos nas mesmas bases. 
 
 
 
7.1- Sistema de Óleo Lubrificante 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Generalidades 7.1.1 
Componentes Principais 7.1.2 
Detalhamento dos componentes principais 7.1.3 
Observações operacionais 7.1.4 
Procedimentos de limpeza de permutador 7.1.5 
Substituição de elementos filtrantes 7.1.6 
Sistema de óleo lubrificante (emergência) 7.1.7 
Bomba de emergência 7.1.8 
Linhas de óleo lubrificante 7.1.9 
Pressão de óleo lubrificante nos mancais 7.1.10
Válvula de controle de pressão 7.1.11
Instrumentação 7.1.12
 
 1
 
7.1 SISTEMA DE ÓLEO LUBRIFICANTE 
 
7.1.1 GENERALIDADES 
O óleo lubrificante tem como finalidades prover a elevação do conjunto rotor, pela 
formação de um filme de óleo entre o eixo e o mancal, e também refrigerar (trocar 
calor) as partes constituintes dos mancais, mantendo-os a uma determinada 
temperatura (longe do ponto de fusão). 
 
O óleo lubrificante deve ser resfriado para manter uma boa viscosidade; portanto, 
é fornecido um sistema de resfriamento. 
 
A viscosidade do óleo é um parâmetro muito importante que, juntamente com as 
características geométricas dos mancais, influencia consideravelmente o 
comportamento dinâmico do rotor e em conseqüência, as vibrações: um 
lubrificante pode ter força suficiente de amortecimento para permitir a operação 
em velocidades quase críticas. 
 
Baixa viscosidade devida a altas temperaturas de mancal iria comprometer a 
operação e torná-la insegura: se o peso do rotor não é suportado por elevação 
suficiente, o filme de óleo pode se romper e fazer com que as superfícies do eixo 
e do mancal trabalhem em contato, desse modo aumentando as temperaturas e 
o risco de queima do metal branco do mancal. 
 
Importante registrar que o fluxo de óleo deve ser suficiente para dissipação do 
calor gerado pelos mancais. Daí ser necessário que a temperatura do mancal seja 
sempre mantida sob controle: ela é regulada pela variação da pressão do óleo de 
entrada com a válvula de controle de pressão (PCV). 
 
Além disso, a temperatura do óleo drenado deve ser mantida sob controle para 
verificar se a troca de calor entre o mancal e o óleo está correta. 
 
7.1.2 COMPONENTES PRINCIPAIS 
I. Tanque de Óleo 
II. Bombas de Óleo 
III. Trocadores de Calor 
IV. Filtros 
V. Válvula de Controlede Pressão (PCV) 
 
7.1.3 DETALHAMENTO DOS COMPONENTES PRINCIPAIS 
 
7.1. Tanque de Óleo 
Geralmente o tanque é equipado com um aquecedor elétrico (resistências) 
que permitem dar ao óleo a viscosidade adequada para a partida. 
 
Ele possui capacidade suficiente para garantir tanto um bom tempo de 
retenção (alimentando as bombas de óleo mesmo sem o óleo retornar ao 
tanque e se perdendo no sistema) quanto um determinado tempo em um 
receptor para evitar formação de espuma. 
 
 2
Em alguns casos, o gás pode entrar no tanque, o que pode formar 
misturas explosivas em contato com vapores de óleo; um leve fluxo de 
gás inerte (N2) é aplicado à superfície de óleo para prevenir esta 
ocorrência. 
 
Compressores centrífugos acionados por turbinas a vapor possuem um 
separador (centrífugo) que tira o óleo do fundo do tanque e o centrifuga, 
para separar a água formada por vazamentos de vapor da turbina de força 
motriz, condensando e sendo reciclada para o tanque. 
 
Normalmente, o separador é dimensionado para processar todo o óleo do 
tanque em um só dia. Ele pode ser projetado também para separar lama e 
sujeira; estes são chamados de centrífugas de clarificação. 
 
A capacidade “volume” varia de acordo com projeto. 
 
A Lista dos Instrumentos contém os instrumentos de controle e segurança 
fornecidos pelo fabricante. 
 
O reservatório é provido das conexões necessárias para encher, drenar, 
purgar e inspecionar. 
 
Existem reservatórios que possuem aquecedor elétrico. 
 
7.2. Bombas 
O óleo é retirado do tanque e enviado para o sistema por uma série de 
bombas. 
 
Podem ser usadas bombas de deslocamento positivo ou bombas 
centrífugas; vamos examinar brevemente a diferença entre esses dois 
tipos de bombas. 
 
Uma bomba de deslocamento positivo fornece mais ou menos a mesma 
vazão de óleo em pressões variadas, dependendo da resistência do 
sistema à pressão. Sua curva característica é a mostrada na Figura 7.2. 
 
O ponto operacional é aquele em que a curva característica e a curva de 
resistência do sistema (A neste caso) se cruzam. 
 
 
 3
 
 
 
Figura 7.2 
 
Teoricamente, a curva característica de uma bomba de deslocamento 
positivo é paralela ao eixo Y, mas na prática a vazão diminui 
gradualmente em uma elevação na pressão, porque vazamentos internos 
(vazamentos de fluido em direção à sucção) aumentam com a pressão. 
 
O único modo de modificar o ponto operacional é alterar a curva de 
resistência do sistema, já que em geral, estas bombas são de velocidade 
definida. Ele pode ser facilmente modificado, acrescentando-se uma 
válvula de desvio à parte direta do óleo de volta para o tanque. Variando a 
abertura da válvula é possível mover o ponto operacional ao longo da 
curva característica; por exemplo, a curva A representa a resistência do 
sistema com a válvula de desvio parcialmente aberta e a curva C 
representa a resistência do sistema com a válvula de desvio mais fechada 
e B com a válvula totalmente aberta. 
 
Normalmente esta válvula se abre automaticamente, operada pela 
pressão do óleo que deve ser mantida constante (ver Figura 7.3). 
 
 
Curva característica 
Curvas de resistência do circuito 
Ponto operacional 
 4
 
Figura 7.3 
 
Normalmente utiliza-se bomba auto-escorvante. 
O sistema do óleo lubrificante inclui uma bomba de óleo principal e uma 
bomba auxiliar normalmente do tipo submersa. 
As bombas são adequadas para uma operação contínua e podem ter 
capacidades iguais. 
A bomba principal está conectada mecanicamente ao eixo do redutor. 
A linha de aspiração da bomba principal é munida de um filtro e de uma 
válvula de escorva. 
A linha de descarga de cada bomba mecânica é munida de uma válvula de 
alívio, de uma válvula de retenção e de uma válvula de bloqueio. 
A bomba auxiliar é munida de um dispositivo automático de controle da 
partida. 
A linha de descarga da bomba auxiliar é provida de uma válvula de 
retenção e de uma válvula de bloqueio. 
 
Obs: Quando a bomba de corrente alternada e a de corrente são instaladas 
no mesmo eixo, conforme nas máquinas da P-20 / P-08, existe um sistema 
de inter-travamento como medida de segurança. 
 
Durante a instalação de bombas e tubulações assegurar-se de que os 
valores de desalinhamento radial (paralelo) e axial (angular) não 
ultrapassem os valores fornecidos pelo fabricante. 
 
7.3. Trocador de Calor 
Como já mencionado, o óleo deve ser resfriado para manter uma boa 
viscosidade. Portanto é fornecido um sistema de resfriamento, 
compreendendo dois trocadores de água ou ar em paralelo, que são feitos 
para operar alternadamente por válvulas de três vias. 
 
A temperatura do óleo é controlada regulando-se a vazão do líquido 
refrigerante. 
 
7.4. Filtros 
O óleo limpo deve ser mantido circulando para ótima lubrificação dos 
mancais e vedações e para prevenir o desgaste; assim, existem dois filtros 
funcionando alternadamente em paralelo. 
 
Os filtros são componentes de sistema críticos que devem ser mantidos 
sob controle com um manômetro de pressão diferencial. 
 
Quando existe muita perda de pressão devido a filtros sujos, eles devem 
ser substituídos ou podem se quebrar. 
 
Quando existem filtros duplos e resfriadores duplos, é necessário que o 
fluxo seja comutado de modo uniforme nas válvulas de três vias, de modo 
que não pare na metade do caminho, fazendo com que a pressão se eleve 
à montante (e, portanto fazendo com que as válvulas de alívio se abram) e 
 5
causando uma interrupção no fluxo (resultando em um desligamento de 
pressão mínima). 
 
A jusante dos permutadores está presente dois filtros de óleo iguais, 
ligados em paralelo e munido de uma válvula de transferência de fluxo 
contínuo. A válvula de transferência está instalada entre os filtros para 
encaminhar o óleo através de cada filtro para os mancais das máquinas. 
Este dispositivo permite pôr fora de serviço um dos filtros para inspeções 
ou para manutenção sem interromper o fluxo do óleo para as máquinas. 
 
Os filtros possuem elementos filtrantes do tipo cartucho substituível. 
 
Os cartuchos devem ser substituídos sempre que a queda de pressão no 
filtro, medida pôr um indicador de pressão diferencial, se aproxima do valor 
nominal indicado na "Lista dos Instrumentos". 
 
Uma linha de compensação do fluxo, munida de orifício de restrição, 
conecta os dois filtros para permitir o enchimento do filtro de reserva e 
facilitar o funcionamento da válvula de transferência. 
 
Nunca abrir a válvula de dreno e de vent do filtro em serviço, pois poderá 
ocorrer parada da máquina pôr pressão baixa óleo lubrificante e / ou 
acidente 
 
7.5. Válvula de controle (PCV) 
 
Depois dos filtros, existe uma válvula de controle de pressão auto-acionada 
(PCV) que mantém constante a pressão do óleo para os mancais, entre 1.5 
e 2.5 kg/cm2. 
 
Cada linha de óleo para os mancais é equipada com um orifício calibrado e 
uma derivação ou tomada de pressão para regular a pressão para os 
mancais individuais. 
 
O óleo deve poder ser facilmente drenado sem espuma ou evaporação que 
dificultaria a lubrificação. Portanto, ele é drenado por gravidade para o 
tanque através de tubulação inclinada devidamente dimensionada; a 
entrada é distante da sucção da bomba. 
 
Suspiros são instalados para prevenir sobre-pressão que poderia impedir o 
defluxo regular do óleo. 
 
7.1.4 OBSERVAÇÕES OPERACIONAIS 
 
7.1. O óleo é resfriado, filtrado e disponibilizado no header principal a uma 
temperatura e pressão para cada projeto específico; 
7.2. A pressão no sistema do óleo lubrificante é controlada pôr meio de uma 
válvula controladora de pressão; 
7.3. Os desenhos simplificados nas páginas seguintes mostram os 
componentes principais do sistema de óleo lubrificante. 
 6
7.4. O óleo é resfriado por dois permutadores do tipo "placa" água / óleo, um 
como reserva do outro. 
7.5. Cada permutador é projetado para resfriar a quantidade total de óleo 
necessária à instalação. Eles são munidos de tubos ligados em paralelo. 
Uma válvula de transferênciade fluxo contínuo está instalada entre os 
permutadores para encaminhar o óleo através de cada um deles e para o 
cabeçote do óleo. 
7.6. Este dispositivo permite pôr fora de serviço um dos permutadores para 
inspeções ou para manutenção sem interromper o fluxo do óleo para as 
máquinas. 
7.7. Uma linha de compensação do fluxo, munida de ofício de restrição, conecta 
os dois permutadores para permitir o enchimento daquele que estiver de 
reserva e facilitar o funcionamento da válvula de transferência. 
7.8. Os permutadores são providos de uma linha de derivação com válvula 
automática (TV)controlada por um dispositivo de controle da temperatura 
(TIC), o qual mede a temperatura no cabeçote principal do óleo a jusante 
dos resfriadores. Isso permite uma conexão direta das tubulações de 
entrada e saída do óleo dos resfriadores até que a temperatura a jusante 
atinja o valor nominal. 
7.9. Ar no circuito diminui a eficiência e com isto ocorre o aumento de 
temperatura. 
7.10. Deve−se ter cuidado com o diâmetro e concentricidade das juntas, em 
relação aos flanges nas tubulações, pois caso não seja observado pode 
ocorrer restrição do fluxo e aumento de temperatura do fluido. 
 7
 
7.1.5 O procedimento para a limpeza do permutador (elemento refrigerante) e 
o seu sucessivo enchimento, enquanto o sistema do óleo estiver 
funcionando, inclui os passos seguintes: 
i. Abrir a válvula na linha de enchimento (ou de compensação do fluxo) 
que conecta os dois permutadores. 
ii. Purgar o ar do permutador que entrará em funcionamento, através da 
válvula de purga, e quando o fluxo estiver constante e sem ar fechar a 
válvula. 
iii. Ativar a válvula de transferência (ou válvulas) para pôr em 
funcionamento o permutador de reserva. 
iv. Fechar a válvula presente na linha de enchimento, abrir a válvula de 
drenagem e purgar permutador que agora ficará de reserva para 
manutenção. 
v. A fim de manter o permutador limpo e disponível para o uso imediato, 
após a manutenção, abrir a válvula na linha de enchimento e fechar a 
válvula de ventilação logo que o óleo fluir sem ar. 
vi. Uma vez que o permutador de reserva tenha sido inspecionado como 
descrito acima, a linha de compensação do fluxo mantém um fluxo 
continuo através do permutador que está de reserva. 
7.1.6 Procedimento para substituição do elemento filtrante; 
 
7.1. Filtro que se quer colocar para operar (standby). 
i. Assegurar se através de indicador de pressão e contato com a mão 
na carcaça do filtro “temperatura”, qual filtro não está operando 
ii. Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros 
esteja fechada. 
iii. Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se 
não está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias 
e/ou de equalização dando passagem. Portanto, esta operação é 
feita apenas para certificar se não existe passagem de uma carcaça 
para outra indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma 
anormalidade e/ou evitar acidentes durante a manobra de troca de 
filtro). 
 
Observações: 
Caso não exista retorno para o tanque do óleo a ser drenado, 
durante a substituição do elemento filtrante, deve-se usar uma 
bandeja para coletar o óleo. 
 
Normalmente quando a carcaça é muito grande e portanto existiria 
provavelmente grande quantidade de óleo a ser drenado, o projeto 
prevê a drenagem com o retorno de óleo para o tanque. 
 
iv. Fechar e / ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
v. Abrir a válvula de vent e / ou purga. 
vi. Abrir a válvula de equalização. 
 8
vii. Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e / ou o filtro esteja completamente 
cheio / pressurizado. 
viii. Fechar a válvula de vent. 
ix. Fechar a válvula de equalização. 
x. Comutar lentamente de filtro através da válvula de transferência de 
três vias. 
 
7.2. Filtro que se quer substituir o elemento filtrante (elemento filtrante 
sujo). 
 
i. Após ter feito a comutação, assegurar-se através de indicador de 
pressão e contato com a mão na carcaça do filtro “temperatura”, se o 
filtro que se quer substituir o elemento filtrante não está mais em 
operação. 
ii. Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros 
esteja fechada. 
iii. Abrir a válvula de vent e / ou purga e certificar através do visor de 
fluxo se não existe fluxo. 
iv. Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se 
não está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias 
e/ou de equalização dando passagem. Portanto, esta operação é 
feita apenas para certificar se não existe passagem de uma carcaça 
para outra indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma 
anormalidade e/ou evitar acidentes durante a manobra de troca de 
filtro). 
 
 9
Observações: 
 
 Caso não exista retorno para o tanque do óleo a ser drenado, 
durante a substituição do elemento filtrante, deve-se usar uma 
bandeja para coletar o óleo. 
 Normalmente quando a carcaça é muito grande e portanto 
existiria provavelmente grande quantidade de óleo a ser drenado o 
projeto prevê a drenagem com o retorno de óleo para o tanque. 
 
v. Abrir a tampa superior inspecionar, limpar o filtro e substituir os 
cartuchos (o elemento filtrante). 
vi. Fechar e/ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
vii. Fechar a tampa superior (atentar para o estado da junta). 
viii. Abrir lentamente a válvula de equalização. 
ix. Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e/ou o filtro esteja completamente 
cheio / pressurizado. 
x. Fechar a válvula de vent e/ou purga. 
xi. Fechar a válvula de equalização. Desta formo o filtro onde se 
substituiu o elemento filtrante está pronta par entrar em operação a 
qualquer momento. 
 
 
 10
 
 
 
 11 
 
 
DESENHO SIMPLIFICADO DO SISTEMA DE ÓLEO LUBRIFICANTE 
 
 
 12
7.1.7 SISTEMA DO ÓLEO LUBRIFICANTE DE EMERGÊNCIA 
 
7.1. TANQUE ELEVADO (RUN DOWN TANK) DE ÓLEO LUBRIFICANTE. 
 
6..1.1. O sistema é integrado por um tanque elevado de óleo lubrificante, para 
abastecer o cabeçote dos mancais em caso de parada de emergência 
causada por uma avaria das bombas principais e auxiliares. 
6..1.2. O tanque é dimensionado para uma capacidade de óleo suficiente para 
assegurar a lubrificação dos mancais até a parada completa da unidade (V= 
100 Litros). 
6..1.3. As bombas aspiram o óleo do tanque principal e envia para dois caminhos 
a seguir: RUN-DOWN TANK e mancais dos compressores BCL406A / 
2BCL458N / Caixa redutora / Turbina Livre (PT). 
6..1.4. A montante do RUN- DOWN TANK, na linha de enchimento, existem dois 
caminhos para o óleo percorrer : Um o óleo passa através de um orifício 
calibrado e o outro através de uma válvula de controle e desta forma 
controla-se o enchimento do tanque. 
6..1.5. A montante do RUN- DOWN TANK, existe também, uma válvula de 
retenção que permite a passagem do óleo do tanque para lubrificar e esfriar 
os mancais dos compressores BCL406A / 2BCL458N / Caixa redutora / 
Turbina Livre (PT) em caso de parada de emergência causada pôr uma 
avaria das bombas principais e auxiliares. Quando a pressão estática no 
tanque elevado excede a pressão presente no cabeçote de abastecimento, 
o óleo lubrificante desce até aos mancais através da válvula de retenção. 
6..1.6. Inicialmente, o tanque é abastecido de óleo até ao nível operacional, 
durante a preparação do sistema do óleo lubrificante. O sistema de controle 
do nível permitirá que o nível do tanque seja controlado adequadamente e 
além disto existe uma linha de transbordamento para retorno de óleo para o 
tanque principal. 
6..1.7. Em alguns projetos este sistema provê óleo para os mancais dos 
compressores, caixa redutora e turbina livre (PT). 
 
7.1.8 BOMBA DE EMERGÊNCIA (BOMBA DE ESFRIAMENTO) 
 
7.1. Uma bomba de emergência normalmente do tipo submersoé utilizada para 
lubrificar os mancais da Turbina Livre (PT), durante a fase de parada de 
emergência causada pôr falha das bombas principal / stand-by e / ou por falha 
de corrente alternada. 
7.2. O acionamento da bomba é feito pôr motor elétrico de corrente continua. 
7.3. A bomba é acionada logo após o sinal de parada de emergência 
7.4. A linha de sucção da bomba é provida de filtro. 
 13
7.5. A linha de descarga é provida de permutador duplex e de um filtro duplex de 
óleo. 
7.6. A bomba de emergência deverá funcionar até que a temperatura de 
resfriamento dos mancais sejam alcançadas. 
 
7.1.9 LINHAS DO ÓLEO LUBRIFICANTE 
 
7.1. Após o óleo atingir temperatura necessária através do permutador, grau 
adequado de pureza pelos filtros, o óleo é então direcionado através do header 
de óleo principal para as tubulações que levam o óleo para os mancais das 
máquinas. 
7.2. A pressão do óleo no header principal é mantida a uma pressão constante pôr 
meio de uma válvula redutora de pressão (PCV). 
7.3. Em cada linha do óleo para os mancais radiais e axiais, está presente um 
orifício calibrado, conforme o valor da pressão considerado no projeto (O ajuste 
final e feito durante a fase de pré−operação). 
7.4. Visores de fluxo em vidro e termômetros locais estão instalados nas linhas de 
retorno do óleo dos mancais. 
7.5. Em cada mancal está instalado termo-elementos para controlar a temperatura 
do metal branco. 
7.6. As linhas de saída do óleo despejam-se num header principal, da qual o óleo é 
encaminhado para o reservatório principal. 
 
7.1.10 PRESSÃO DE ÓLEO LUBRIFICANTE NOS MANCAIS 
 
7.1. A pressão do óleo lubrificante nos mancais é dimensionada pôr meio de 
orifícios calibrados presentes em cada linha da tubulação de entrada do óleo nos 
mancais. Os valores das pressões são indicados pôr manômetros instalados no 
campo e durante a fase de pré-operação deve-se ajustar os valores de cada 
placa de orifício. 
7.2. Uma pressão de óleo de 1.9 à 2.3 Bar (190 à 230 Kpa g) para os mancais 
radiais do compressor centrífugo BCL406A / 2BCL 458N. 
7.3. Uma pressão de óleo de 1.3 até 2.3 Bar (130 à 230 kPa) para o mancal axial 
do compressor centrífugo 2BCL 458N. 
7.4. Uma pressão de óleo de 2.0 Bar abs. (200 kPa abs.) para o mancal axial do 
compressor centrífugo BCL 406A. 
 
7.1.11 VÁLVULA DE CONTROLE DA PRESSÃO DO ÓLEO 
 
7.1. Válvula de controle da contrapressão (PCV 315). 
 
 14
Esta válvula de controle tem a função de manter a pressão de óleo constante na 
descarga das bombas. Está pressão constante de cerca de 9 Bar g (900 kPa g) é 
enviada para o atuador da PCV315 que consequentemente resultará, de acordo com 
a posição da válvula, numa maior ou menor quantidade de retorno de óleo para o 
tanque principal. 
 
7.2. Válvula reguladora do cabeçote do óleo lubrificante (PCV 320). 
Esta válvula de controle tem a função de manter a pressão de óleo constante de 
cerca de 2.50 Bar g (250kPa g) no header principal de óleo lubrificante. 
 
 Regulação da válvula. 
 A regulação da válvula é efetuada durante a fase de pré-operação com a bomba 
do óleo em funcionamento com a válvula de bloqueio, instalada em paralelo, 
aberta. 
 O orifício calibrado, instalado em paralelo, deve ter a medida de acordo com o 
especificado pelo fabricante. Pode ser que pequenos ajustes sejam 
necessários durante a fase de pré-operação. 
 Observando o manômetro colocado na linha em que a válvula mantém a pressão 
neces- 
sária, fechar lentamente a válvula de bloqueio e ao mesmo tempo ajustar a 
válvula de 
controle de modo a que a pressão necessária no header principal seja atingida 
quando a válvula de bloqueio estiver completamente fechada. 
 
7.1.12 INSTRUMENTAÇÃO. 
 
7.1. A instrumentação instalada no sistema de alimentação do óleo (Controladores 
de pressão, controladores de temperatura, reguladores, etc.) é idônea para 
assegurar um funcionamento correto do sistema e para sinalizar eventuais 
maus funcionamentos como partida da bomba auxiliar, parada do 
equipamento e similares em caso de avaria. 
 
7.2. Os instrumentos normalmente instalados: 
 
 Chave de nível. 
 Visor de nível. 
 Termômetro. 
 Chave de pressão de partida da bomba auxiliar. 
 Transmissor de pressão diferencial dos filtros de óleo. 
 Chave de temperatura alta no header principal de alimentação de óleo 
para os mancais. 
 Chave de pressão baixa de alimentação de óleo para os mancais (alarme 
e trip) 
 
 15
7.3. A lista completa dos instrumentos, fornecidos pela fabricante, com os valores 
de ajuste e os seus respectivos TAGs são indicados na "Lista dos 
instrumentos". 
 
 
 
 
 
7.2 Sistemas de Selagem 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Selagem externa 7.2.1 
 
 
 
 
 1
 
7.2.1. SELAGEM EXTERNA. 
 
1. A selagem externa tem como objetivo impedir o vazamento do gás através 
da passagem do eixo pela carcaça. 
2. O dispositivo de selagem do lado do bocal de sucção atua sujeito à pressão 
e temperatura de sucção do sistema, enquanto do lado da descarga 
verifica-se uma pressão ligeiramente superior à de sucção (devido à linha 
de balanceamento) e uma temperatura próxima da temperatura de 
descarga do compressor. Esses parâmetros, além da natureza do gás 
comprimido, definem as características da selagem a ser utilizada. 
3. Há quatro tipos de selagem, fundamentalmente, que são: 
a. Selo de labirintos 
b. S selo de anéis de carvão, Selo de anéis flutuantes ou de líquido 
c. Selo mecânico, selo seco. 
 
7.2.1.1. SELO DE LABIRINTOS. 
 
1. A selagem de labirintos, cujo esquema é mostrado na figura 13.22, tem 
como principais vantagens à simplicidade e a ausência de contato direto 
entre o eixo e o elemento vedante. Sua eficiência é, no entanto, reduzida, e 
seu emprego limitado à compressão de ar ou fluidos baratos e inofensivos, 
em pressões moderadas (até cerca de 1200 Kpa =12,23 Kgf / cm²). 
 
 
2. A folga existente entre os labirintos e o eixo deve superar a folga dos 
mancais radiais em 0,001 a 0,002 mm por mm de diâmetro. O vazamento 
esperado nesse caso é da ordem de 0,5 % da vazão mássica. 
 2
3. Um aprimoramento dessa forma de selagem é conseguido pela instalação 
de uma ou mais câmaras intermediárias aos labirintos através das quais se 
faz a injeção de um fluido selante (em geral ar, vapor d’água ou gás inerte) 
ou a injeção do vazamento para um local seguro. 
4. O sistema com injeção trabalha conforme o esquema da figura 13.23, com 
fluido selante sendo mantido a uma pressão de cerca de 0,3 atm superior 
à pressão interna. Esse fluido deve ser bem tolerado pelo gás de 
operação, ao qual irá se misturar, assim como não deverá ser nocivo ou 
perigoso porque uma parte do fluxo injetado irá vazar para a atmosfera. 
 
5. O sistema com injeção funciona de modo semelhante, mantendo-se a 
câmara de extração a uma pressão de cerca de 0.05 atm inferior à menor 
entre as pressões interna e atmosférica. Para isso, utiliza-se um ejetor 
operado com ar ou vapor d’água. 
6. Há ainda compressores que utilizam um sistema composto com câmaras 
de injeção e extração justapostas. 
 3
7. Os artifícios que acabamos de mencionar conferem ao selo de labirinto 
uma estanqueidade absoluta, mas tem o inconveniente de requerer um 
comprimento muito longo do eixo para a sua instalação. Além disso, no 
sistema com injeção a vazão necessária do compressor, dos quais estima-
se que ¼ possa se misturar ao gás de operação. O sistema com extração, 
por outro lado, acarreta uma perda de cerca de 1 a 2 % da vazão mássica 
do compressor. 
Se o uso de selagens de labirinto é permitido, estas são aplicadas para 
minimizar os vazamentos para fora; neste caso o gás que sai através das 
pontas de eixo é cortado por um conjunto de lâminas chamadas de 
labirintos. 
Estas selagens são feitas de alta liga ou material resistente à corrosão, com 
dureza inferior ao eixo, para evitar danificar o mesmo no caso de contatos 
acidentais. Podem ser removidos com facilidade. O número de lâminas e o 
valor da folga dependem dascondições de operação. Se não for permitido 
nem um leve vazamento de gás (gases venenosos, explosivos, etc.) as 
selagens de labirinto são combinadas com sistemas de extração ou injeção. 
As selagens de labirinto são feitas de liga de alumínio com tratamento 
térmico (dureza 70-80 Brinell); se o alumínio não for compatível com a 
corrosão do gás, são usados aços inoxidáveis com teor de 18% de Cr e 8% 
de Ni. 
Não existe limitação para usar outros materiais tais como bronze, etc. 
 
7.2.1.2. SELAGEM DE ÓLEO 
 
As selagens de óleo consistem de dois anéis flutuantes (anel de alta pressão no 
lado de alta pressão, anel de baixa pressão no lado de baixa pressão) 
revestidos com babbit (ver Fig. 4.10) mostrando um desenho típico de um 
compressor e equipado com diversos anéis de selagem de baixa pressão. 
 
 
Figura 4.10 
 
 4
O óleo de selagem é introduzido, com uma pressão ligeiramente acima da do 
gás, no espaço anular entre os dois anéis e percola para a folga entre os dois 
anéis e o eixo. 
 
O óleo que sai do lado de baixa pressão volta para o reservatório e é 
recirculado; o óleo do lado de alta pressão é drenado por purgadores 
automáticos. 
 
A vazão do óleo para o gás é evitada através de uma grande selagem de 
labirinto instalada entre as selagens de óleo e o interior do compressor, 
equipada com uma câmara intermediária de balanceamento da pressão. 
 
As selagens de óleo consistem de um anel suporte de aço carbono, revestido 
com uma fina camada de metal branco (geralmente HOYT 11 R) ou metal 
branco sem cobre, se não for compatível com o gás movimentado (OMNIA). 
 
 1 
 
 
7.2.1.3. SELOS MECANICOS 
 
O selo mecânico consiste principalmente de um anel de carbono, geralmente 
estacionário, mantido em contato com um colar de aço girando com o eixo do 
compressor. Este contato é garantido pela ação combinada dos elementos 
elásticos (molas ou foles) e a distribuição de pressão agindo no anel. 
 
O calor é gerado pelo contato entre o colar e o anel e deve ser extraído por 
resfriamento do selo de óleo. A pressão diferencial entre o óleo e o gás deve ser 
muito alta (3-5 atm), para lubrificar a folga entre o colar e o anel. Para manter 
este ∆p constante, deve ser construída uma câmara de pressão, tornando 
necessário ter um selo de baixa pressão entre o óleo pressurizado e a 
atmosfera. 
 
Os selos mecânicos não são fabricados diretamente pela Nuovo Pignone, e sim 
por outros fabricantes qualificados. 
 
Cada fabricante projeta os selos com características estruturais especiais; por 
exemplo, a fig. 4.11 mostra um selo Kopper: como podemos observar, os 
elementos elásticos são compostos de molas e o selo de baixa pressão é 
composto por um anel flutuante de carbono. 
 
 
 
 
 
 
Figura 4.11 
 
 
 1
Os selos mecânicos são aplicados onde à contaminação do gás pelo óleo deve 
ser muito limitada; de fato, o vazamento de óleo do anel de alta pressão é cerca 
de 5-10 vezes menos que das selagens de óleo convencionais. 
 
Além disso, no caso de parada do compressor por falta de óleo, o selo pode 
continuar a isolar o gás com a máquina parada (embora não perfeitamente 
dependendo dos arranhões ou desgaste presente nas superfícies de contato 
entre o colar e o anel). 
 
O selo mecânico funciona também com injeção de óleo, mas possui um anel de 
carvão que trabalha em contato direto com um colar preso ao eixo, conforme 
ilustra a figura 13.27. 
 
O contato direto reduz muito o consumo de óleo deste tipo de selagem em 
relação ao anterior, sendo essa a sua principal vantagem. Não há, em 
conseqüência, necessidade de um rigor excessivo no controle da diferença de 
pressão entre o óleo de selagem e o gás, que nesse caso costuma ser ajustada 
em até 0,3 atm. 
 
Outro aspecto positivo é a manutenção de uma razoável estanqueidade no caso 
de uma queda na pressão do óleo. 
 
O selo mecânico costuma ser especificado para pressões de até 4000 Kpa 
(40,78 Kgf/cm2), e sua eficiência é fortemente influenciada pelo acabamento 
superficial e paralelismo das superfícies em contato, além da precisão de 
montagem. A deterioração das faces do anel de carvão tende a aumentar 
paulatinamente o consumo de óleo, indicando a necessidade de reposição. 
 
 
 
 
 
 
 2
 
 3
 
7.2.1.4. SELO DE ANÉIS DE CARVÃO. 
 
1. Instalados de modo a possuírem liberdade de movimento radial, os anéis 
de carvão são centrados em relação ao eixo pelo próprio vazamento. Em 
virtude disso, podem ser montados com folgas inferiores às dos anéis de 
labirintos, apresentando, com conseqüência, maior estanqueidade. O 
inevitável contato com o eixo faz, no entanto, que esse tipo de selo tenha 
de sofrer reposição relativamente freqüente. 
2. Os selos de anéis de carvão são também utilizados em combinação com 
sistemas de injeção ou extração de câmaras intermediárias. 
3. Para efetuar a selagem do eixo contra pressões e temperaturas elevadas, 
superiores a 1200 Kpa (12,23 Kgf/cm2) e 180° C, respectivamente, ou 
quando o gás comprimido é potencialmente perigoso, é mais conveniente o 
uso de selagem líquida. Nesse caso, podemos optar entre os selos de 
anéis flutuantes e os selos mecânicos. Em ambos os casos, um líquido 
(quase sempre óleo) é injetado em câmaras de selagem com objetivos de 
criar uma barreira à passagem do gás. 
 
 
 
 4
 
 
7.2.1.5. SELO SECO. 
 
 
1. As vedações são montadas nas extremidades do eixo dos compressores e 
evita vazamentos de gás. 
2. As vedações mecânicas do gás são fornecidas pela John Crane UK Ltda. 
do tipo T28AT. 
3. As vedações mecânicas do gás são compostas de duas vedações 
mecânicas com as faces sobrepostas, lado a lado, de dois anéis giratórios 
(sede), em carbureto de tungstênio, e de dois anéis estacionários (face) em 
grafite. 
4. O lado interno (lado gás) de cada vedação mecânica é a parte que suporta 
a pressão do gás. 
7 
 
 
 
 
 
 5
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 6
 
 
 
 
 7
 
 1
 
 
 
 
 
 
 
7.3 Sistema de Gás de Selagem 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Generalidades 7.3.1 
Gás de selagem (BCL406A 2BCL458N) 7.3.2 
Filtros de gás e ar de selagem 7.3.3 
Válvulas de controle de pressão de gás e ar de 
selagem 
7.3.4 
Instrumentos 7.3.5 
 
 2
 
7.3. SISTEMA DE GÁS DE SELAGEM 
 
7.3.1. GENERALIDADES. 
 
1. O sistema fornece gás de selagem filtrado as tampas verticais (cabeçotes). 
2. Esse gás normalmente é extraído do 4° estágio no BCL406A e é enviado 
para as tampas verticais existentes em cada lado do barril (verificar em 
cada projeto específico o estágio onde é feito esta extração). 
3. Esse gás normalmente é extraído do 2° estágio do compressor 2BCL458/N 
e é enviado para as tampas verticais existentes em cada lado do barril 
(verificar em cada projeto específico o estágio onde é feito esta extração). 
4. Nas respectivas tampas verticais o gás é direcionado para a selagem (selos 
secos). 
5. Os desenhos simplificados abaixo representam os componentes principais 
e o funcionamento do sistema de vedação de gás. 
 
 3 
 
 4 
 
 5 
 
 6
 
 
7.3.2. GÁS DE SELAGEM (BCL406A / 2BCL458N). 
 
1. O gás de descarga de cada compressor, que sai entre a vedação do labirinto 
"N" e o tambor de balanceamento “compensador”, entra no compartimento 
"B" e retorna para a sucção do compressor através de uma conexão externa 
chamada linha do gás de compensação (linha de gás de balanceamento). 
 
2. A conexão supracitada, compensa também o empuxo axial no rotor, 
conforme descrito no parágrafo "Tambor de balanceamento" incluído no 
capitulo 2 (parte 2.4). 
 
3. Desta maneira ambas as extremidades do rotor têm uma pressão similar à 
da aspiração que permitem utilizar dois grupos semelhantes de selagem com 
a mesma pressão de gás de selagem para ambas as extremidades do rotor. 
 
4. As vedações do tipo labirinto e a selagem mecânica do gás (selo seco) 
formam quatro compartimentos na extremidade de aspiração do rotor e cinco 
compartimentos na extremidade de descarga do rotor. 
 
5. A fim de prevenir o vazamento do gás deprocesso das vedações do labirinto 
"M" (selo de gás), os compartimentos "A" são pressurizados através da 
injeção de gás de selagem procedente do 4° estágio do compressor BCL 
406/A e do 2° estágio do compressor 2BCL458/N. 
 
6. Este gás é chamado de "gás de selagem". 
 
7. O gás de selagem, neste caso, é utilizado a uma pressão um pouco superior 
à pressão de aspiração do compressor. Isto se realiza por intermédio de um 
sistema automático, composto essencialmente de um transmissor diferencial 
de pressão (PDT-114/128), instalado entre a linha do gás de selagem e a 
linha do gás de compensação, que envia um sinal para um controlador de 
pressão diferencial (PDIC-114/128) que controla a válvula reguladora de 
pressão diferencial (PDCV-114/128) instalada na linha de entrada do gás de 
selagem, através de um transdutor de pressão (PDY-114/128). 
 
8. A válvula de controle (PDCV-114/128) é provida de válvulas de bloqueio, 
linha de by-pass com válvula manual e linha com orifício calibrado que 
assegura a passagem do fluxo do gás de selagem em caso de falha da 
válvula. 
 
9. O gás de selagem restante que passa para os compartimentos "A" pelos 
selos de gás instalado de cada lado do barril, chega nos compartimentos "C" 
caso o selo primário esteja dando passagem (1), e de lá é levado para o 
sistema de descarga de baixa pressão, através de uma tubulação chamada 
"Vent primário". Nas linhas do vent primário existem válvulas de orifício 
calibrado e indicadores de fluxo (um orifício e um indicador para cada linha). 
 
 7
10. Nestas linhas também existem chaves de pressão diferencial (PDSHH-
122/124) que permitem ter um sinal de alarme em caso de excessiva 
pressão diferencial entre a parte a montante e a parte a jusante das válvulas 
de orifício de regulação do fluxo (FV-122/123 e FV-129/130). Os discos de 
ruptura (PSE-125/126 e PSE-139/140) asseguram a ventilação em caso de 
emergência. 
 
11. Além disso, os transmissores de pressa diferencial (PSHH-136/138 e 
PSHH-122/124) geram um sinal em caso de pressão muito alta na linha de 
ventilação primária a montante das válvulas do orifício de regulação do fluxo. 
 
12. O gás de selagem restante que porventura tenha passado para os 
compartimentos “C”, “selo primário (1) do selo seco dando passagem”, e 
caso o selo secundário (2) do selo seco esteja dando passagem o gás 
chegará nos compartimentos “D”, e de lá é, junto com o ar de selagem que 
escape do compartimento “E” para o “D” será conduzido para atmosfera 
através da tubulação chamada “(Linhas de ventilação secundaria e/ou vent 
secundário). 
 
13. O compartimento "E" está posicionado entre as vedações do labirinto "L" e 
"L1". 
 
14. A pressão do ar de selagem é controlada pela válvula reguladora de 
pressão (PCV-104/128) que é provida de válvulas de bloqueio (NO) e de 
linha de by-pass com válvula manual (NC). O ar é enviado para os 
compartimentos "E" através de orifícios calibrados (um para cada 
compartimento). 
 
15. O ar pressurizado dentro dos compartimentos "E”, (espaço anular existente 
no selo terciária), evita que eventuais fuga de gás vinda dos compartimentos 
"D", chegue aos mancais bem como evita também que o vapor de óleo dos 
mancais entre em contato com as vedações mecânicas (selo selo) do gás. 
 
16. Nas linhas de dreno dos compartimentos "E" existem purgadores 
automáticos (LCV-101/102 e LCV-103/104) que drenam automaticamente 
estas câmaras em caso de ocorrência de nível. Existe também válvulas (NF) 
que permite purgar manualmente os compartimentos "E" somente com a 
máquina parada. 
 
17. Um indicador de pressão diferencial (PDSL-116/117 e PDSL-130/132) 
instalado em cada extremidade, entre o compartimento externo de vedação 
de gás "D" e o compartimento de limpeza "E", envia um sinal a um 
comutador que, de acordo com os valores de regulagem possibilita a partida 
da bomba do óleo lubrificante. 
 
7.3.3. FILTROS DE GÁS E AR DE SELAGEM. 
 
7.3.3.1. FILTROS DE GÁS. 
 
1. Na linha do gás de selagem existe um filtro duplex por cada compressor. 
 8
2. Os filtros duplex são compostos de dois filtros em paralelos e que através de 
uma válvula de transferência permite-se comutar de carcaça, com fluxo 
contínuo de gás, sem a necessidade de para a máquina. 
3. Os filtros são do tipo com cartucho substituível. 
4. Os cartuchos devem ser substituídos sempre que a queda de pressão através 
do filtro, medida pôr um manômetro diferencial, atingir o valor especificado 
pelo fabricante dos compressores. 
5. Uma linha de fluxo de equalização, munida de um ofício calibrado, conecta os 
dois filtros para permitir o enchimento do filtro reserva e para facilitar a 
operação da válvula de transferência. 
6. Nunca abrir a válvula de dreno e de vent do filtro em serviço, pois poderá 
ocorrer parada da máquina pôr baixa pressão de gás de selagem e/ou 
acidente. 
7. O procedimento para a troca do filtro com o sistema de selagem de gás em 
funcionamento, inclui as seguintes fases: 
 
7.3.3.1.1. PROCEDIMENTO PARA A SUSBTITUIÇÃO DO ELEMENTO 
FILTRANTE. 
 
(A) Filtro que se quer colocar para operar (stand by). 
1) Assegurar-se através de indicador de pressão e contato com a mão na 
carcaça do filtro “temperatura”, qual filtro não está operando. 
2) Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros esteja 
fechada. 
3) Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se não 
está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias e/ou de 
equalização dando passagem. Portanto, esta operação é feita apenas 
para certificar se não existe passagem de uma carcaça para outra 
indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma anormalidade 
e / ou evitar acidentes durante a manobra de troca de filtro). 
4) Fechar e / ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
5) Abrir a válvula de vent e/ou purga. 
6) Abrir a válvula de equalização. 
7) Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e / ou o filtro esteja completamente 
cheio / pressurizado. 
8) Fechar a válvula de vent. 
9) Fechar a válvula de equalização. 
10) Comutar lentamente de filtro através da válvula de transferência de três 
vias. 
 
 9
(B) Filtro que se quer substituir o elemento filtrante (elemento filtrante 
sujo). 
6) Após ter feito a comutação, assegurar-se através de indicador de 
pressão e contato com a mão na carcaça do filtro “temperatura”, se o 
filtro que se quer substituir o elemento filtrante não está mais em 
operação. 
7) Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros esteja 
fechada. 
8) Abrir a válvula de vent e/ou purga e certificar através do visor de fluxo 
se não existe fluxo. 
9) Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se não 
está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias e/ou de 
equalização dando passagem. Portanto, esta operação é feita apenas 
para certificar se não existe passagem de uma carcaça para outra 
indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma anormalidade 
e / ou evitar acidentes durante a manobra de troca de filtro). 
10) Abrir a tampa superior inspecionar, limpar o filtro e substituir os 
cartuchos (o elemento filtrante). 
11) Fechar e / ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
12) Fechar a tampa superior (atentar para o estado do o-ring). 
13) Abrir lentamente a válvula de equalização. 
14) Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e/ou o filtro esteja completamente 
pressurizado. 
15) Fechar a válvula de vent e/ou purga. 
16) Fechar a válvula de equalização e o filtro estará pronto para entrar em 
operação a qualquer momento. 
 10
 
7.3.3.2. FILTROS DE AR. 
 
6.3.3.2.1. GENERALIDADES DOS COMPRESSORES PIGNONE 
 
1) Dados do ar de selagem. 
 
AR DE SELAGEM 
Descrição Vazão 
Sistema de selagem Máximo: 186 Nm3/h 
Mínimo: 138 Nm3/h 
 
2) Nalinha de ar de selagem existe um filtro duplex para os dois compressores 
(BCL406A e 2BCL459N). 
3) O filtro duplex é composto de dois filtros em paralelos e que através de uma 
válvula de transferência permite-se comutar de carcaça, com fluxo contínuo de 
ar, sem a necessidade de para a máquina. 
4) Esta característica permite pôr fora de serviço um dos filtros para inspecioná-
los, substituir o elemento filtrante,ou efetuar a manutenção sem interromper o 
fluxo de ar para máquina. 
5) Os filtros são do tipo com cartucho substituível. 
6) Os cartuchos devem ser substituídos sempre que a queda de pressão através 
do filtro, medida por um manômetro diferencial, atingir o valor de regulação 
indicado na "Lista dos instrumentos”. 
7) Uma linha de fluxo de equalização, munida de um ofício calibrado, conecta os 
dois filtros para permitir o enchimento do filtro reserva e para facilitar a 
operação da válvula de transferência. 
8) Nunca abrir a válvula de dreno e de vent do filtro em serviço, pois poderá 
ocorrer parada da máquina pôr pressão baixa ar e / ou acidente. 
9) O procedimento para a troca do filtro com o sistema de ar de selagem em 
funcionamento, inclui as seguintes fases: 
 
6.3.3.2.2. PROCEDIMENTO PARA A SUSBTITUIÇÃO DO ELEMENTO 
FILTRANTE. 
(A) Filtro que se quer colocar para operar (standby). 
1) Assegurar-se através de indicador de pressão e contato com a mão na 
carcaça do filtro “temperatura”, qual filtro não está operando. 
2) Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros esteja 
fechada. 
3) Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se não 
está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias e/ou de 
equalização dando passagem. Portanto, esta operação é feita apenas 
para certificar se não existe passagem de uma carcaça para outra 
 11
indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma anormalidade 
e / ou evitar acidentes durante a manobra de troca de filtro). 
4) Fechar e / ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
5) Abrir a válvula de vent e/ou purga. 
6) Abrir a válvula de equalização. 
7) Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e / ou o filtro esteja completamente 
cheio / pressurizado. 
8) Fechar a válvula de vent. 
9) Fechar a válvula de equalização. 
10) Comutar lentamente de filtro através da válvula de transferência de três 
vias. 
 
(B) Filtro que se quer substituir o elemento filtrante (elemento filtrante 
sujo). 
1) Após ter feito a comutação, assegurar-se através de indicador de 
pressão e contato com a mão na carcaça do filtro “temperatura”, se o 
filtro que se quer substituir o elemento filtrante não está mais em 
operação. 
2) Verificar se a válvula de equalização para interligar os dois filtros esteja 
fechada. 
3) Abrir a válvula de vent e/ou purga e certificar através do visor de fluxo 
se não existe fluxo. 
4) Abrir lentamente a válvula de drenagem do filtro para certificar se não 
está pressurizado. Caso esteja poderá ser a válvula de três vias e / ou 
de equalização dando passagem. Portanto, esta operação é feita 
apenas para certificar se não existe passagem de uma carcaça para 
outra indevidamente (ótima oportunidade de se detectar alguma 
anormalidade e/ou evitar acidentes durante a manobra de troca de filtro). 
5) Abrir a tampa superior inspecionar, limpar o filtro e substituir os 
cartuchos (o elemento filtrante). 
6) Fechar e / ou certificar de que a válvula de drenagem do filtro esteja 
fechada. 
7) Fechar a tampa superior (atentar para o estado do o-ring). 
8) Abrir lentamente a válvula de equalização. 
9) Deixar sangrar / pressurizar o filtro por um período de tempo que 
assegure que ocorreu a sangria e / ou o filtro esteja completamente 
pressurizado. 
10) Fechar a válvula de vent e / ou purga. 
11) Fechar a válvula de equalização e o filtro estará pronto para entrar em 
operação a qualquer momento. 
 12
 
6.3.4. VÁLVULAS DE CONTROLE DE PRESSÃO. 
 
7.3.4.1. VÁLVULAS DE CONTROLE DE PRESSÃO DE GÁS DE 
SELAGEM (PDCV 114 / PDCV 128) 
 
1) A pressão do gás de selagem é mantida constantemente mais elevada 
em relação à pressão na linha de compensação (ou de aspiração do 
compressor), através da válvula de controle da pressão diferencial 
(PDCV 114 / PDCV 128) respectivamente para os compressores 
BCL406A e 2BCL458N. 
2) Esta válvula automática, instalada na linha do gás de selagem é 
controlada pelo controlador e indicador de pressão diferencial (PDIC-
114/PDIC-128) e pelo transmissor de pressão diferencial (PDST-
114/PDT-128), instalado entre a linha do gás de selagem e a linha do 
gás de compensação dos respectivos compressores (BCL406A e 
2BCL458N). 
3) O gás de selagem (câmara “A”) é mantido a uma pressão de 
aproximadamente 0.2 Bar g (20 kPa g) acima da pressão da linha do gás 
de compensação “aspiração do compressor (câmara “B”). Isto assegura 
uma contra-pressão da câmara (A) para câmara (B), pôr intermédio do 
selo de gás tipo labirinto, evitando que o gás de processo saia de dentro 
da carcaça interna do compressor . 
 
(A) Regulagem da válvula. 
1) Os orifícios calibrados dos respectivos compressores BCL406A e 
2BCL458N devem estar instalados conforme dados de projeto. Na fase 
de pré-operação pode ser que seja necessário uns pequenos ajustes no 
diâmetro das placas. 
2) A regulação da válvula executa-se com o compressor em 
funcionamento ou utiliza-se duas fontes externas de suprimento de 
pressão do gás para simular o funcionamento do compressor. 
3) As válvulas de bloqueio e as válvulas de by-pass devem ser abertas 
totalmente. 
4) Olhando o indicador de pressão diferencial colocado entre a linha de 
compensação e a linha do gás de vedação à jusante da válvula de 
controle(painel de instrumentação local), fechar devagar a válvula de by-
pass e ao mesmo tempo regular a válvula de controle de maneira que a 
pressão diferencial seja atingida quando a válvula de by-pass 
estiver completamente fechada. 
7.3.4.2. VÁLVULAS DE CONTROLE DE PRESSÃO DE AR DE SELAGEM 
(PCV 104) 
1) Para garantir uma pressão maior nos compartimentos de vedação (E) 
do que no vent secundário (E) do sistema de selagem compressores 
 13
dos BCL406A e2BLC458N a válvula de controle (PCV-104) deverá 
manter a pressão constante de aproximadamente 2 Bar g (200 kPa g) 
“na entrada do pacote” automaticamente. 
2) A pressão do ar de selagem de aproximadamente 2 Bar g (200 kPa g) 
injetado automaticamente nas (câmaras “E”) garante uma contra-
pressão acima das existentes nas (câmaras “D”) dos compressores 
BCL406A e 2BCL458N. Desta forma qualquer vazamento de gás nos 
selos seco para as (câmaras “D”), dentro do limite de alarme, será 
automaticamente misturado com o ar de selagem migrado da (câmaras 
“E”). Isto devido à pressão das (câmaras “E”) normalmente possuir uma 
pressão maior e sendo assim, o gás + ar de selagem será enviado para 
o vent secundário. 
(A) Regulagem da válvula. 
1) A regulação da válvula efetua-se com o sistema de alimentação do gás 
de selagem em funcionamento (compressores em funcionamento). 
2) As válvulas de bloqueio e as válvulas de by-pass devem ser abertas 
totalmente. 
3) Olhando o manômetro instalado no painel de instrumentação local, 
referente a pressão de ar de selagem, fechar devagar a válvula de by-
pass e ao mesmo tempo regular a válvula de controle de maneira que, 
quando a válvula de controle estiver totalmente fechada, lê-se no 
indicador de pressão o valor recomendado. 
 14
 
6.3.5. INSTRUMENTAÇAO. 
 
1) Dados do ar de instrumentação para projetos Nuovo Pignone: 
 
AR DE INSTRUMENTO 
Descrição Vazão 
Processo e auxiliares 95 Nm3/h 
BDVs 15 Nm3/h 
 
2) A instrumentação instalada no sistema de selagem de gás (controladores 
de pressão,reguladores, etc.) deve ser de excelente qualidade para 
assegurar uma operação correta do sistema e do equipamento. 
3) A lista completa dos instrumentos, fornecidospelo fabricante dos 
compressores, com seus respectivos TAGs e valores de ajuste. são 
indicados na "Lista dos instrumentos". 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 15
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 1
 
 
 
 
 
 
 
7.4 Planta de Processo 
 
 2 
 3 
 
 
 
 
 
 
8- Instrumentação e Monitoração 
 
 
 
 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Sistema de Monitoração de Vibração e Deslocamento axial 8.1 
Termopares dos Mancais 8.2 
RTD drenos dos Mancais 8.3 
Runout 8.4 
 
 1
 
8. INSTRUMENTAÇÃO. 
 
8.1. SISTEMA DE MONITORAÇÃO DE VIBRAÇÃO. 
 
1) Um sistema de monitoração de vibração pode ser composto pela máquina a 
ser estudada, pelo equipamento de aquisição / processamento de sinais e 
pelos critérios de níveis permissíveis de vibração, como mostra a figura abaixo. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
8.1.1. EQUIPAMENTO NECESSÁRIO À MONITORAÇÃO DA VIBRAÇÃO. 
 
8.1.1.1. AQUISIÇÃO DE DADOS 
Obtenção das amostras de dados iniciais da vibração. 
 
8.1.1.2. CONCEITOS BÁSICOS 
Os dados de vibração para alguns pontos selecionados em uma 
máquina são obtidos através de transdutores. 
 
(A) TRANSDUTOR DE VIBRAÇÃO. 
1) Um transdutor de vibração é um aparelho que gera um sinal de 
saída proporcional ao movimento dinâmico (isto é, as vibrações) de 
um ponto medido na máquina. A maioria dos transdutores de 
vibração modernos produz um sinal elétrico de saída com voltagem 
(ou carga elétrica) proporcional ao deslocamento, velocidade ou 
aceleração instantânea das vibrações medidas. Isto se refere aos 
transdutores de deslocamento, velocidade e aceleração, 
respectivamente. Um exemplo de relação entre o movimento de 
entrada e o sinal de saída de um transdutor de velocidade, é dado a 
seguir. 
 
 
 
Máquina 
 
monitorada 
 
Aquisição 
de dados de 
vibração 
 
Processamento 
do 
sinal
Avaliação 
da 
condição
Sistema de 
Monitoração de 
Vibração 
Equipamento de 
 Monitoração de 
Vibração 
 2
 
 
 
 
 
 
(B) TIPOS DE TRANSDUTOR DE VIBRAÇÃO. 
1) Os transdutores podem ser divididos em duas categorias 
principais: Transdutores por contato e transdutores sem contato. 
 
 TRANSDUTORES POR 
CONTATO 
TRANSDUTORES SEM 
CONTATO 
Modo de Operação Aderido ou fixado em alguma 
parte da máquina 
Direcionados, mas sem 
tocar na parte da máquina 
que está sendo medida. 
Transdutores de 
Vibração 
Transdutores Sísmicos: 
Transdutores de velocidade e 
acelerômetros 
Transdutores de 
proximidade: 
Transdutores capacitivos, 
indutivos e de corrente 
circular. 
 
1) Um sistema de monitoração de vibração pode abranger um ou 
mais tipos de transdutores dependendo principalmente, do tipo de 
máquina que está sendo monitorada. 
 3
2) Os tipos mais comuns de transdutor de vibração usado para 
monitoração de máquinas são: 
 
 TRANSDUTORES DE 
VELOCIDADE E 
ACELERÔMETROS 
(SÍSMICOS) 
TRANSDUTORES 
INDUTIVOS E DE 
CORRENTE CIRCULAR 
(PROXIMIDADE) 
Princípio de 
Operação 
Gera um sinal de saída 
proporcional, respectivamente, à 
velocidade e à aceleração 
absoluta das vibrações no ponto 
de contato da máquina. 
Gera um sinal de saída 
proporcional ao 
deslocamento da vibração 
entre a superfície e a 
extremidade do 
transdutor. 
 
(C) TIPOS DE POSICIONAMENTO DO TRANSDUTOR DE VIBRAÇÃO. 
 
1) É amplamente reconhecido que as vibrações nos mancais de 
uma máquina podem ser obtidos por uma medição das vibrações 
de várias partes, todas estruturais e em movimento, que compõe 
a máquina. Também são comuns as medições de vibração da 
fundação e da carcaça. 
2) Os locais nos quais os vários tipos de transdutores são 
normalmente posicionados, estão mostrados na tabela a seguir. 
 
TRANSDUTOR POSICIONAMENTO 
SÍSMICO 
Normalmente posicionado nos alojamentos dos mancais ou 
na carcaça da máquina, a fim de monitorar as vibrações 
absolutas no ponto de contato. 
Medições horizontais e verticais são mais comuns, como 
pelo menos uma medição axial por linha de eixo. Podem 
ser usados transdutores portáteis ou permanentemente 
instalados. 
PROXIMIDADE 
Normalmente localizado nos alojamentos dos mancais da 
máquina, a fim de monitorar os movimentos do eixo relativo 
à carcaça do mancal ou para monitorar a posição do rotor. 
Para mancais de bucha, os transdutores são comumente 
montados separados de 90°, mas desviados dos eixos 
horizontais e verticais. 
 
 4
 
SÍSMICO PROXIMIDADE 
 
 
 
 
 
(D) TRANSDUTOR DE VELOCIDADE. 
 
1) Tacômetros são aparelhos sensíveis para medir velocidade rotacional 
(rotações de eixos girantes) e, em alguns casos, podem fornecer pulsos de 
referência. 
2) Estetoscópio é um aparelho que pode ser usado para observar 
movimentos de alta freqüência, fazendo com que as componentes móveis 
pareçam estacionárias. Pode também ser usado como medidor de 
velocidade rotacional. 
 
(E) TRANSDUTOR ELETRÔNICO. 
 
1) O sinal de saída de um transdutor eletrônico pode ser conectado 
diretamente com uma unidade de processamento de sinal ou gravado em 
meio digital num PC e então processado, analisado através de um 
programa especifico. 
2) O processamento do sinal ou a manipulação dos dados iniciais levam em 
consideração as informações mais relevantes. No caso de medições com 
transdutores de proximidade, torna-se geralmente, necessário mostrar o 
sinal de saída do transdutor no domínio do tempo, com a finalidade de 
detectar e diagnosticar avarias. Entretanto, para as muitas aplicações de 
monitoração de vibração, é recomendável processar eletronicamente o 
sinal de saída do transdutor a fim de obter informações futuras que 
poderão ser usadas para informar as condições da máquina e/ou 
diagnosticar avarias. 
 5
 
8.1.2. EQUIPAMENTO DE MONITORAÇÃO DE VIBRAÇÃO DOS 
COMPRESSORES BCL / 2BCL. 
 
8.1.2.1. PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO. 
1) Gera um sinal de saída proporcional, normalmente em freqüência, ao 
deslocamento da vibração entre a superfície e a extremidade do 
transdutor. 
2) CATEGORIA: Transdutor sem contato 
3) MODO DE OPERAÇÃO: Direcionados e sem tocar na parte da 
máquina que está sendo medida. 
4) TRANSDUTOR DE VIBRAÇÃO: Transdutor de proximidade tipo 
indutivo e de corrente circular. 
 
8.1.2.2. Para Compressores modelos BCL / 2BCL. (Cuidados especiais 
durante montagem e desmontagem) 
1) Fazer levantamento da curva do sensor através do TK-3, para 
certificar a curva de resposta a valores conhecidos, estabelecendo 
assim a melhor folga (Gap). 
2) Inspecionar o cabo quanto à existência de mossa. 
3) Durante a instalação do sensor deve-se atentar para que se a leitura 
indicada no multímetro corresponde ao GAP (real). 
 
NOTA: 
 
È importante durante instalação dos sensores, o monitoramento, com 
multímetro devidamente calibrado, do Gap (Folga entre Sensor e Eixo), 
pois caso contrário, danos no Sensor e no Eixo poderão ocorrer. Em 
alguns casos para reparar danos nas pistas de monitoramento (Eixo) é 
necessária a retirada do conjunto rotor. 
 
4) Direcionar o cabo do probe a caixa de passagem do cabo fixado na 
carcaça do compressor e ter o cuidado de usar um selante, tipo 
selastic, para evitar a vazamento de óleo para o exterior (tempo de 
cura do selante 12 horas). 
 
 
 6
 
8.1.3. EQUIPAMENTO DE MONITORAÇÃO DE DESLOCAMENTO AXIAL DOS 
COMPRESSORES BCL / 2BCL. 
 
 
 
 
 
MALHA DE VIBRAÇÃO / DESLOCAMENTO 
SENSOR 
 
 TRNSDUTOR PROCESSADOR / 
MONITOR 
Sensor de vibração e 
ou deslocamento 
Transdutor (proximitor) Processador / Monitor 
de vibração e / ou 
deslocamento 
 7
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
8.1.3.1. PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO. 
1) Gera um sinal de saída proporcional ao deslocamento do eixo entre 
a superfície e a extremidade do transdutor. 
 
2) CATEGORIA: Transdutor sem contato 
3) MODO DE OPERAÇÃO: Direcionados e sem tocar na parte da 
máquina que está sendo medida. 
4) TRANSDUTOR DE DESLOCAMENTO: Transdutor de proximidade 
tipo indutivo e de corrente circular. 
 
8.1.3.2. Para compressores modelos BCL / 2BCL (Cuidados especiais 
durante a montagem e desmontagem) 
1) Fazer levantamento da curva do probe, através do TK-3,para 
certificar se mesmo esta com algum problema. 
2) Inspecionar o cabo quanto à existência de mossa. 
3) Durante a instalação do probe deve-se atentar para que se a leitura 
indicada no multímetro corresponde ao GAP (real). 
4) Encaminhar o cabo do probe a caixa de passagem do cabo fixado na 
carcaça do compressor e ter o cuidado de usar um selante, tipo 
selastic, para evitar vazamento de óleo para o exterior (tempo de 
cura do selante 12 horas). 
 
 8
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Usar 
selante 
Atentar durante a calibração para 
não danificar o eixo / sensor 
Atentar durante a calibração para 
não danificar o eixo / sensor 
 9
 
 
 
 
Testar os sensores de temperatura, vibração e deslocamento varias vezes antes de fechar cada montagem.
 10
 
 
INSTRUMENTOS UTILIZADOS PARA LEVANTAMENTO DAS CURVAS DOS 
SENORES DE VIBRACAO E DESLOCAMENTO. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
DC VOLTMETER
-VT 
INPUT 
PROXIMITOR
EXTENSION 
SPINDLE MICROMETER
TARGE
PROB
BEN
TLY 
NEV
ADA
ou
t
co
m
vt
 11
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
8.2 TERMOPARES DOS MANCAIS. 
 
8.2.1. PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO. 
1) O termopar é, talvez, o mais usado de todos os tipos de termômetros 
para tomadas de impulso de temperatura, especialmente quando se 
trata de altas temperaturas (a faixa comum é de 200 a 1000 ° C) e 
quando se requer resposta rápida. 
 
 
 
2) Ele se baseia no princípio de que qualquer diferença de temperatura 
entre as junções de dois metais diferentes gera uma diferença de 
potencial, isto é, força eletromotriz entre essas junções, como mostra 
figura acima. 
 12
3) O potencial é determinado pelos três fatores seguintes: 
(a) O potencial é proporcional à diferença de temperatura entre as 
junções. 
(b) O potencial depende da combinação de metais diferentes. 
(c) O potencial depende da homogeneidade do material. 
4) Utilizando-se desses princípios construiu-se o termopar, que é 
constituído de dois metais diferentes nas suas extremidades que são 
identificados pela cor do isolamento do fio, e essas cores obedecem 
a normas internacionais. 
5) Estando uma dessas extremidades em contato com a fonte de calor 
e a outra no meio ambiente haverá uma diferença de temperatura 
entre as junções e, conseqüentemente, uma diferença de potencial, 
isto é, voltagem em mV. 
6) Essa pequena tensão formada pela diferença de temperatura é 
indicada diretamente em um multímetro de precisão ou um 
instrumento especifico que converte esse sinal em valores em 
temperatura. 
7) A sensibilidade ou tempo de resposta e também o limite superior da 
temperatura de utilização de um termopar dependem do diâmetro do 
fio, da massa da junção e da massa do tubo de proteção. 
8) Para conectar o termopar ao instrumento emprega-se o fio de 
compensação, também chamado de extensão, que é constituído do 
mesmo material e esse cabo vai da junta quente ate o Painel na 
junta fria com o mesmo material não podendo haver inversão. 
 
Exemplo de problema ocorrido durante a fase de comissionamento em 
uma maquina: 
Havia diferença de temperatura muito alta entre sensores cujas funções 
eram captar a temperatura de lugares muito próxima. Vários testes nos 
sensores, nos cabos (megagem) e inclusive substituições de peças foram 
realizadas e nada de errado era encontrado. Decidiu−se então realizar 
uma pesquisa mais detalhada ao longo do cabo de compensação desses 
sensores, onde foi encontrada inversão dos fios na JB de campo. 
Observando as fiações nos bornes de ligação da JB aparentemente 
estavam corretas, mas quando foi solta a fiação do interior dela, 
detectou−se que o isolamento nas extremidades dessas fiações foi 
removido e trocado de modo que aparentava que os cabos que estavam 
ligados nos bornes estavam corretos, sendo que devido a essa inversão 
no meio do cabo de compensação a indicação no Painel não era real. 
 
INVERSAO DO CABO DE COMPENSASO NA JB 
 13
 
 
TERMOPARES MAIS USADOS. 
 
PAR 
+ - 
Códig
o ISA 
Fem / 
º C 
Observações Método de 
identificação 
Ferro Constantan 
(1) 
J 2 º Uso geral, porém fraco 
para oxidação. 
Ferro é mais 
duro e 
magnético 
Cromel 
(2) 
Alumel (3) K 3º Fraco para ambiente 
redutor 
Alumel é 
ligeiramente 
magnético 
Cobre Constantan T Maior Para T ‹ 25 º C 
antioxidante 
Pelas cores 
Platina Platina + 
Rhódio 
S Menor 630 º C < T >1400º C 
1- Liga de cobre (60%) e níquel (40%). 
2- Liga de cromo (10%) e níquel (90%). 
3- Liga de níquel (94%), manganês (3%), alumínio (2%) e silicone 1%). 
 
8.2.1.1 Para compressores Pignone BCL / 2BCL. 
 
1) O termopar usado nos compressores da Nuovo Pignone é tipo K. 
 
PAR 
+ - 
Códig
o ISA 
Fem / 
º C 
Observações Método de 
identificação 
Cromel Alumel K 3º Fraco para ambiente 
redutor 
Alumel é 
ligeiramente 
magnético 
 
2) VANTAGENS / DESVANTAGENS. 
 
VANTAGEM DESVANTAGEM 
 14
O diâmetro e o comprimento do fio não 
influenciam no potencial gerado 
 
 
 
Sofrem corrosão especialmente 
quando expostos à temperatura 
próxima da temperatura do limite 
superior 
 
3) CUIDADOS ESPECIAIS (DURANTE A MONTAGEM / 
DESMONTAGEM). 
(a) Inspecionar o cabo do termopar quanto à existência de mossa. 
Nota: 
Foi realizado teste de movimentos cíclicos, no cabo do termopar, com o 
intuito de verificar a resistência mecânica e detectou-se que o mesmo se 
rompe por fadiga após aproximadamente 80 atuações. 
Conclusão: 
⇒ Caso seja detectada alguma mossa no cabo o termopar não deve ser 
instalado. 
⇒ O cabo resiste a muitos contornos, na hora da instalação, desde que 
não exista mossa. 
⇒ Evitar realizar contornos com ângulo muito fechado. 
(b) Instalar o termopar e verificar se o elemento sensor ficou bem fixado na 
pastilha. 
(c) Testar com o multímetro se o mesmo está com problema (teste de 
continuidade e baixa isolação). 
(d) Após instalar os mancais verificar novamente se os termopares instalados 
estão sem problemas. 
(e) Encaminhar os cabos dos termopares para a caixa de passagem dos 
cabos fixados em cada lado dos compressores e ter o cuidado de usar um 
selante, tipo selastic, para evitar a vazamento de óleo para a caixa de 
passagem. 
(f) Verificar se os cabos dos termopares não estão posicionados exatamente 
na direção do fluxo de retorno de óleo lubrificante dos mancais, pois 
poderá acarretar a quebra dos mesmos por fadiga. 
 
 15
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 Termopares do tipo K usado nos compressores da Nuovo Pignone 
 Foi realizado teste de movimentos cíclicos, no cabo do termopar, com o intuito de 
verificar a resistência mecânica e detectou-se que o mesmo se rompe por fadiga após 
aproximadamente 80 atuações. 
Rebaixo que deve 
ser instalado no 
sentido de rotação 
Não deve existir 
mossa 
 16
 
 
 
8.3 RTD (RESISTANCE TEMPERATURE DETECTOR) DRENOS DOS MANCAIS. 
 
O principio de funcionamento do RTD é a medição da resistência de um elemento de 
platina que varia diretamente com a temperatura aplicada. O tipo mais comum é o 
Não deve ter mossa 
Sentido de 
rotação 
Pastilhas usadas com termopares (vide sentido de 
rotação e a formação do filme de óleo no capitulo sobre 
mancais “localização dos termopares”) 
Selo de óleo
Usar selante durante 
a montagem 
O termopar usado nos compressores da Nuovo Pignone é tipo K 
 17
PT100 que tem uma resistência de 100 ohms com 0°C e 138.4 ohms com 100°C. Há 
também o sensor PT1000 que tem uma resistência de 1000ohms com 0°C que não é 
muito utilizado. 
Esse sensor tem uma precisão maior em baixa temperatura, e utiliza três fios, dois 
para medir a resistência e um de compensação, pois o comprimento da fiação 
influencia diretamente na resistência no Painel, alterando assim a indicação. 
Nesses sensores é muito importante não haver bornes frouxos e os terminais se 
possíveis soldados para evitar mal contato e assim variação na resistência. 
 
 
8.4 RUNOUT. 
 
8.4.1 RUNOUT MECANICO. 
 
Definição 
O Runout mecânico e a geração do sinal de vibraçãodevido a imperfeições 
existentes no eixo (pista do probe). 
 
Mecanismo de detecção. 
 
a) Instala−se o eixo em uma maquina especial e coloca−se o mesmo para girar 
em baixa rotação. A detecção de indicação de vibração, pelos sensores de 
vibração instalado em cada lado da extremidade do eixo, indicara a 
existência de imperfeição. Evidentemente que caso esteja fora da tolerância 
recomendada pelo fabricante do compressor deve−se corrigir o defeito. 
 
Defeitos que geram o Runout mecânico: 
 
 18
a) Imperfeições na pista do sensor (Excentricidade entre a pista e o eixo, 
rugosidade, riscos, erosão, corrosão). 
 
Ação corretiva: 
 
a) Caso esteja acima do valor Maximo especificado pelo fabricante do 
compressor deve ser verificado a origem e efetuar a correção da imperfeição 
da pista do probe logo que possível. 
 
8.4.2 RUNOUT ELETRICO. 
 
Runout Elétrico e a geração do sinal de vibração devido à diferença de 
permebialidade magnética em varias regiões da pista do probe. 
 
Mecanismo de detecção. 
 
a) Instala−se o eixo em uma maquina especial e coloca−se o mesmo para girar 
em baixa rotação. A detecção de indicação de vibração, pelos sensores de 
vibração instalado em cada lado da extremidade do eixo, indicara a 
existência de diferença de permeabilidade magnética na região da pista do 
probe. 
 
Defeito que gera o Runout Elétrico: Diferença de permeabilidade elétrica na 
região da pista do probe. 
 
Ação corretiva: 
Caso esteja acima do valor Maximo especificado pelo fabricante do compressor 
deve−se executar o martelamento na pista do probe através de equipamento 
especial de forma a reorganizar as moléculas e minimizar a diferença de 
permeabilidade magnética nesta região. 
 
 
 
 
 
9- Operação 
 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Introdução 9.1 
Operação de compressor acionado por turbina a gás 9.2 
Verificação e Solução de Problemas 9.3 
 1
9. OPERAÇÃO DE COMPRESSOR CENTRÍFUGO 
 
9.1. INTRODUÇÃO 
 
A operação de uma unidade compressora significa manter os 
equipamentos (acionador e acionado) dentro de limites operacionais para os quais 
foram projetados. 
 
Uma boa operação depende também da configuração e operação correta 
de seus sistemas auxiliares (sistemas de óleo lubrificante e de selagem, sistema 
de gás, instrumentação). A confiabilidade operacional dos equipamentos está 
diretamente relacionada às verificações realizadas durante a operação e na 
avaliação dos valores registrados (leituras efetuadas). 
 
É importante ressaltar que não basta somente registrar parâmetros, mas 
também analisar os valores encontrados observando a repetibilidade ou não e as 
suas tendências. 
 
Durante montagem e operação inicial, uma série de testes e verificações 
deverão ser realizados pelos técnicos envolvidos nos serviços executados, antes 
da entrega da máquina, juntamente com as pessoas encarregadas da operação 
da planta. Uma Lista de Verificação, conforme exemplo abaixo incluindo os 
tópicos, deve ser elaborada tomando por base as recomendações do fabricante e 
a experiência operacional. 
 
As pessoas que atendem e têm contato freqüente com as máquinas 
durante toda a sua vida útil, devem estar familiarizadas com sua operação e os 
limites operacionais, para poderem agir a tempo antes que os problemas ocorram. 
 
 
LISTA DE VERIFICAÇÃO 
Item Verificar 
1 Inspeção externa nos sistemas de tubulação de gás, óleo e água (vazamentos, alinhamentos ...) 
2 Verificação quanto à limpeza interna no casulo e painéis 
3 Inspeção quanto ao alinhamento do ar de instrumentação 
4 Verificação do nível de óleo, controle de análise de óleo e verificação do inventário 
5 Verificação de válvulas de segurança nos sistemas de gás e óleo 
6 Verificação da operação da bomba principal de óleo lubrificante 
7 Verificação da partida automática e operação da bomba auxiliar de óleo lubrificante – Teste da bomba de emergência 
 2
8 Verificação da operação da bomba principal do óleo de selagem 
9 Verificação da partida automática e operação da bomba auxiliar do óleo de vedação 
10 Verificação da operação da válvula de controle no sistema de óleo 
11 Verificação de vazamentos de óleo da planta 
12 Verificação da operação da válvula de controle no sistema de gás 
13 
Verificação da alavanca de comutação do filtro de óleo para operação 
Verificação do enchimento do filtro sobressalente 
14 
Inspeção do sistema de combate a incêndio 
Inspeção do sistema de pressurização da sala de máquinas 
15 Verificação dos detectores de temperatura dos mancais da máquina 
16 Verificação dos detectores de vibração 
17 Verificação dos indicadores de deslocamento axial 
18 Verificação dos sistemas de alarme 
19 Verificação e registro de valores de pressão e temperatura em condição de parada 
20 Verificação da rotação da máquina manualmente 
 
 
Como os compressores centrífugos têm emprego bastante diversificado 
em diferentes aplicações industriais, os sistemas de acionamento podem ser de 
vários tipos: motores elétricos, turbinas a vapor, turbinas a gás industriais ou 
aeroderivadas. 
 
 
9.2. Exemplo de Operação de Compressor acionado por uma Turbina a 
Gás 
 
As seguintes medidas tenham sido executadas antes de dar a sua 
aprovação para a partida: 
 
Pré-Partida 
a) Preparação, verificação e partida dos sistemas de óleo lubrificante e/ou 
selagem; 
b) Preparação e verificação e partida do sistema de gás de selagem (Selo 
Seco); 
c) Preparação e verificação de alinhamento das Válvulas do Processo; 
 3 
 4
 
 
Durante a partida, os seguintes parâmetros devem ser constantemente 
verificados: 
- rotação do compressor 
- níveis de vibração 
- temperatura e pressão do óleo lubrificante dos mancais 
- temperatura do mancal de escora 
- valores do passeio axial dos compressores 
- pressões do sistema de selagem 
 
Abaixo se encontram as verificações que devem ser realizadas a 
intervalos regulares durante a operação em velocidade normal: 
 
9.3. VERIFICAÇÃO E SOLUÇÃO DE PROBLEMAS 
 
Observe que uma instalação correta, uma configuração precisa da 
instrumentação e o cuidado extremo durante o comissionamento, otimizam a 
operação da máquina, minimizam o risco de desligamentos e emergências. 
Entretanto, quando problemas forem detectados, é extremamente importante 
saber as possíveis causas (e as soluções a serem providenciadas). 
 
A tabela a seguir lista as falhas e defeitos mais comuns, suas possíveis 
causas e as correções e soluções recomendadas. 
 5 
 
PROBLEMA CAUSA POSSÍVEL CORREÇÃO/SOLUÇÃO 
Desalinhamento Retire o acoplamento. Para verificar o alinhamento, consultar o 
manual de instruções. 
Falha do acoplamento Verifique a condição do acoplamento 
Desbalanceamento do rotor do 
compressor 
Executar uma coleta de valores de vibração, utilizando pessoal 
especializado para coleta e análise dos valores encontrados. 
Mancais gastos devido a 
contaminação no óleo 
Inspecionar visual e dimensionalmente os mancais, 
determinando as folgas radiais e comparando-as com os 
recomendados pelo fabricante, reparando como necessário. 
Tensões transmitidas por 
tubulações de gás ao alojamento, 
resultando em desalinhamento 
Tubulações de gás devem ser devidamente fixadas para 
prevenir tensões excessivas sobre o alojamento do compressor. 
Acoplamento desbalanceado Desmonte o acoplamento e verifique o desbalanceamento 
 
Vibrações ou ruído anormal do 
compressor 
Oscilação Verifique se as condições operacionais do compressor 
Falha do mancal axial 
Empuxo axial excessivo Assegure que o acoplamento esteja montado de modo que 
empuxo excessivo não seja transmitido do acionado acoplado 
para o compressor 
Verificar o passeio axial atual e compará-lo com os limites 
 
 6 
 
Desalinhamento e vibrações Consulte as seções sobre vibrações 
Óleo sujo Verifique as condições do filtro e substitua cartuchos 
sujos 
Verifique a limpeza da tubulação 
Folga incorreta do anel Verifique a folga, e se necessário, corrija. 
Falha do anel de vedação do óleo 
Pressão deóleo insuficiente Verifique se a pressão do gás de referência não cai 
abaixo do mínimo 
Lubrificação imprópria Assegure que o óleo recomendado esteja sendo usado. 
Periodicamente verifique se não existe contaminação 
com água ou impurezas no óleo. Inspecione os 
elementos de filtragem 
Desalinhamento Verifique o alinhamento e se necessário, corrija. 
Folga incorreta do mancal Verifique a folga e se necessário, corrija. 
Falha do mancal 
Desbalanceamento do compressor ou do 
acoplamento 
Consultar as seções sobre vibrações 
 
 
10- Manutenção 
 
 
 
 
 
ÍNDICE ÍTEM 
Introdução 10.1 
Recomendações 10.2 
Estrutura Organizacional 10.3 
Tipos de Manutenção 10.4 
Fluxograma do serviço 10.5 
Recomendações de planejamento de intervenção (no campo). 10.6 
Recomendações Importantes de montagem, manuseio e 
preservação. (No Campo e na Oficina). 10.7 
Mancal Radial 10.8 
Rotor do Compressor 10.9 
Labirinto 10.10
Selo seco 10.11
Instalação de Carcaças Verticais 10.12
Instruções para uso do equipamento hidráulico (para aperto de 
parafusos e porcas nas tampas dos compressores). 
10.13
Instruções para uso do equipamento hidráulico para aperto de 
parafusos e porcas no fechamento das caixas do compressor. 
10.14
 
 1
10. MANUTENÇÃO 
10.1 Introdução 
 
Manutenção compreende as operações que garantem a funcionalidade 
satisfatória e a durabilidade das máquinas com o tempo. É uma necessidade 
essencial de qualquer planta industrial para que ela produza continuamente e de 
modo eficiente durante toda a sua vida útil. 
As manutenções dos compressores podem ser feitos no campo (revisão 
parcial) ou em oficina revisora (overhaul) dependendo de vários aspectos ou 
recomendações. 
 Máquina Sobressalente. 
 Emergência de operação 
 Falta de sobressalentes para intervenção. 
 Custo e Benefício 
 outros 
 
10.2 Recomendações. 
 
a) O pessoal encarregado pela manutenção dos compressores deve possuir 
conhecimento e treinamento técnico adequado para as tarefas a serem 
executadas nos compressores específicos de cada fabricante. 
b) Os procedimentos de montagem e desmontagem descritos servem como 
referência. Portanto, instruções específicas devem ser obtidas nos manuais 
específicos de cada fabricante. 
c) Na Plataforma, cada máquina precisa de um livro de registro de partidas e 
paradas. Sendo assim, toda vez que ocorrer alguma anormalidade este livro 
servirá como fonte de consulta. Estes registros também servirão para 
alimentar o Relatório de Eventos de Maquinas (REM). 
d) Cada TBM deve ter seus respectivos registros de intervenção nas máquinas, 
controle de materiais sobressalentes, seus índices de controle, etc... 
 
 
 
 
 
 
 2
10.3 ESTRUTURA ORGANIZACIONAL 
 
 
A estrutura organizacional de uma planta industrial inclui o pessoal da 
manutenção compreendendo, entre outras coisas, membros alocados à 
programação, execução e engenharia (ver Diagrama Organizacional) 
 
 
 
 
 
Oficina Revisora
Cursos de 
Treinamento 
Engenharia Assistência Técnica
Peças 
Sobressalente
Programação 
- pessoal 
- materiais 
- meios 
- cronometragem 
Manutenção 
Equipamentos 
Cliente
Treinamento de 
Pessoal 
Produção 
Execução 
Engenharia 
-Aquisição de-
Dados 
-Análise de -
Problemas 
-Modificações e 
Melhorias 
Peças 
Sobressalentes 
 3
10.3.1 A Engenharia 
 
Desempenha um importante papel na aquisição de dados e análise dos mesmos, 
enquanto prepara esquemas de inspeção e controle capazes de individualizar 
qualquer defeito o mais cedo possível. Entre as modernas técnicas de 
investigação, a técnica de analise de performance e análise de vibrações são as 
mais significativas para fornecer indicações sobre a operação correta das 
máquinas. 
 
Evidentemente existem verificações e inspeções que podem ser executadas 
mesmo quando as máquinas estão em operação, mas estas são limitadas às 
peças que podem ser alcançadas com segurança. A coleta de dados 
operacionais, a análise meticulosa dos mesmos e a comparação com dados 
registrados em condições de eficiência máxima fornecem uma série de 
informações essenciais para a operação eficiente das máquinas e para um 
programa adequado de manutenção. 
 
10.3.2 A Programação 
 
Define, na base do trabalho a ser executado e o grau de urgência exigido, o 
número de empregados utilizados, e os direciona para a execução dos trabalhos 
que têm prioridade para a eficiência das máquinas e dos equipamentos, e 
estabelece os meios, os materiais e as ocasiões necessárias para a conclusão do 
trabalho. 
 
A verificação das partes do compressor desmontadas gera uma lista do trabalho a 
ser executado imediatamente e que pode ser executado, após a preparação 
necessária, em ocasiões posteriores quando a máquina estiver parada. Com 
relação à substituição de componentes, é muito importante ter um planejamento, 
pronta disponibilidade de peças sobressalentes e um sistema de estoque 
eficiente. 
 
 10.3.3 A Produção/ Execução 
 
Este Corpo Técnico desempenha um Trabalho Especializado de grande precisão 
especialização executado procedimentos atualizadas e alimenta a rotina de 
desenvolvimento e melhoria no processo como um todo . 
 
10.3.4 Treinamento 
 
É a Rotina de desenvolvimento e atualização de conhecimento do corpo Técnico. 
 
10.3.5 Sobressalentes 
 
São materiais de reposição das máquinas que devem ser planejadas, estocadas e 
manterem boa qualidade para uso, com identificação registro dimensional e 
preservação adequada. 
 
 
 
 4
10.4 TIPOS DE MANUTENÇÃO 
 
 
A manutenção considerada de um ponto de vista técnico, é dividida em três 
grandes grupos: 
 
A – Manutenção de Preservação: a previsão de um defeito ou falha ao invés da 
restauração da funcionalidade original. 
 
B - Manutenção de Melhoria: reduz o índice de falha ou paralisação (*). 
 
 
A – MANUTENÇÃO DE PRESERVAÇÃO 
 
Pode ser: A.1 – Corretiva 
A.2 – Preventiva 
A.3 – Preditiva 
 
A. 1 Manutenção Corretiva 
 
Reparo após um defeito, restaurando a eficiência original. 
 
A. 2 Manutenção de Preventiva 
 
É dividida em três tipos: 
 
A.2.1 – Cíclica: Manutenção em ciclos pré-estabelecidos de acordo com 
o grau do defeito ou paralisação 
A.2.2 – Parada: Esta é uma concentração das operações da 
manutenção cíclica – de inspeção (ver abaixo) e incidental, em 
um período pré-estabelecido 
A.2.3 – Oportunidade: Manutenção a ser executada na primeira ocasião 
de uma parada por defeito, ou na primeira paralisação 
determinada por uma avaliação econômica de eficiência 
reduzida, devido a um acúmulo de defeitos que não constituíram 
razão suficiente separadamente para parar a máquina. 
 
 
(*) Índice de defeitos ou paralisações significa a probabilidade que um elemento 
da máquina ou equipamento tem de quebrar imediatamente após um tempo “t” 
pré-estabelecido 
 
 5
 
A.3 Manutenção de Preditiva 
 
Pode ser executada em duas situações: 
 
A.3.1 Com a máquina ou equipamento parados 
 
A inspeção pode ser “programada” ou pode ser executada devido a um 
defeito ou paralisação, utilizando: 
- inspeção visual 
- métodos não destrutivos 
• Ultrassônico 
• Raios Gama e Raios-X 
• Líquidos Penetrantes 
• Magnetismo 
• Outros 
 
A.3.2 Com a máquina ou equipamento em operação 
 
Definida como manutenção “EM CONDIÇÃO” ou “PREDITIVA”. 
 
Esta pode integrar ou substituir a Manutenção Preventiva, enquanto ao 
mesmo tempo facilita a Manutenção Corretiva, nos casos em que o custo 
pode justificar isso. 
O pessoal responsável pela inspeção faz uso de: 
- Inspeção visual 
- Métodos não destrutivos 
• verificação de vibrações 
• verificação de ruídos 
• verificação da eficiência da lubrificação, ensaios laboratórios de analises de 
óleo. 
• termografia 
• registro dos parâmetros de funcionamento e operação (temperatura, pressões, 
∆p, ∆t, absorção, número de revoluções, etc.) 
• outros 
 6
B MANUTENÇÃO DE MELHORIA 
 
Significa a simples melhoria resultando em uma maior eficiência (o custo da 
modificação e/ou substituição é comparado ao ∆ docusto de manutenção) 
 
Todo o planejamento de melhoria esta ligado as informações confiáveis de 
operação da máquina , analise detalhada de materiais, analise defeitos e estudo 
de custo benefício. 
 
10.4.1 MANUTENÇÃO PREVENTIVA 
 
 
Esta, como foi mostrado, compreende intervenções que podem ser realizadas 
razoavelmente em intervalos pré-estabelecidos, mesmo que não sejam 
estritamente necessárias, já que ajudam a prevenir prováveis enguiços ou 
defeitos que poderiam comprometer a integridade de muitas peças delicadas e 
caras. 
 
Danos de mancais, desgaste de selagem, roçamento do rotor, podem causar 
vibração, fadiga, quebra de partes e gerar danos muito mais onerosos do que o 
custo da manutenção preventiva. Além disso, um programa de inspeção bem 
organizado pode ser coordenado com as necessidades de outras plantas 
conectadas e desse modo assegurar que o defeito de uma não cause também a 
paralisação de outras. 
 
Para os critérios de seleção do programa específico de manutenção a ser dotado, 
todos os fabricantes fornecem um manual sugestões para intervenções a serem 
realizadas, períodos definidos de operação e indicações para a compilação de 
folhas de inspeção e registros de informações. 
 
Mas na verdade, o próprio usuário com seu plano de controle e inspeções está 
em posição melhor para julgar que medidas tomar de acordo com o desempenho 
exigido das máquinas, das condições nas quais elas operam, as considerações 
que devem ser feitas na base da experiência, o custo de paralisações comparado 
com os custos de manutenção, o conhecimento de seu próprio pessoal, sua 
capacidade técnica e os meios disponíveis. 
 
 7
 
10.4.2 MANUTENÇÃO CORRETIVA 
 
Esta, por outro lado, compreende intervenções para corrigir, em prazo mais 
curto possível, defeitos imprevistos, devidos normalmente a causas 
acidentais, para os quais a rapidez da execução implica em perfeito 
conhecimento da máquina, na disponibilidade de peças sobressalentes e de 
pessoal altamente qualificado, tudo coordenado por uma organização 
perfeita. 
 
É claro que se um só desses parâmetros não estiver disponível, a eficiência 
do sistema organizacional imediatamente entrará em colapso. 
 
Os compressores centrífugos em geral não exigem uma manutenção 
mecânica freqüente, como é o caso de máquinas alternativas para 
maquinaria de força, tais como turbinas de gás e vapor. 
 
Não obstante, é necessário prever uma série de inspeções programadas, 
cíclicas e de controle para garantir a continuidade operacional dos 
compressores. 
 
10.5 FLUXOGRAMA DE SERVIÇO. 
 
Ele é gerado baseado em todas as informações colhidas a respeito do 
equipamento e través da analise do motivo da remoção da máquina é 
executado um projeto MS PROJET com todos os delineamentos dos 
serviços relativos ao equipamento. 
 
Como: 
 
 Relatório de Recebimento. 
 
 Mão de obra para execução. 
 
 Distribuição das tarefas para todas áreas envolvidas. 
 
 Desmontagem. 
 
 Limpeza. 
 
 Inspeções/ Análises de Falha/ Estudo de Melhorias. 
 
 Reparos. 
 
 Balanceamento. 
 
 Preenchimento dos registros de Dimensional. 
 
 Montagem. 
 
 8
 Relatório Final de Revisão. 
 
 
10.5.1 Relatório de Recebimento. 
Onde se relata todas as informações de operação, origem , horas trabalhadas, descrição 
do motivo da intervenção e prazo requerido.(negociação cliente/fornecedor). 
 
10.5.2 Mão de obra para execução. 
Mobilização de pessoal em todas as áreas do processo 
 
10.5.3 Distribuição das tarefas para todas áreas envolvidas (projeto) 
Planejamento e alocação de mão de obra , equipamentos e procedimentos de cada 
atividade do processo. 
 
10.5.4 Desmontagem. 
Desmembramento completo de todas as partes do equipamento seguindo procedimento 
específico desenvolvido pela oficina reparadora ou fornecido pelo fabricante. 
 
 
 10.5.5 Limpeza. 
Todo equipamento possui procedimento específico de limpeza, dependendo do material, 
fragilidade e dimensões. 
- Química 
- Ultra som 
- Abrasiva 
- Desengraxantes 
 
Limpeza 
 9
10.5.6 Inspeções 
São executados procedimentos específicos dependendo da geometria da peça, 
materiais e fragilidade. 
 
- Run Out Mecânico / Elétrico 
 
 
Run Out Mecânico/ Elétrico 
 
 
- Visual 
 
 
- Dimensional 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 10
- Tridimensional 
 
 
Tridimensional 
 
 
 
- Partículas Magnéticas 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 11
- Líquido Penetrante 
 
 
Líquido Penetrante 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 12
- Líquido penetrante fluorescente 
 
 13
 
- Magnetismo Residual 
 
10.5.7 Analises de Falha 
Investigação de defeitos crônico ou ocasional que permita ação de melhoria, 
desenvolvimento de reparo especiais e geração de banco de dados de falha. 
 
10.5.8 Analise caracterização metalúrgica 
Metalografia para avaliação estrutural como fadiga, corrosão inter-granular e outros. 
 
 
 
10.5.9 Melhorias. 
Baseado em analises acima é desenvolvido a aplicação de melhorias, de material, 
tratamentos especiais, como revestimentos e pintura e modificações de projeto como 
geometria e dimensionais. 
 
10.5.10 Reparos. 
Procedimentos de recuperação de partes. 
 
- Plasma 
- HVOF 
Revestimentos Eletrolíticos / Químicos. 
Nitretação. 
Revestimentos. Pinturas especiais e comuns 
Metal Patente 
Soldas especiais 
Tratamento Térmicos 
Usinagem de Precisão. 
 
Balanceamento. 
Processo utilizado para minimizar descentralização de massa resultando e melhor 
equilíbrio das partes rotativas. 
 
 14
 15
 
Estático (Overspeed no Fabricantes) 
Progressivo 
Dinâmico(High Speed) Apenas no fabricante quando requerido) 
 
Preenchimento dos registros de Dimensional. 
Registro de dimensionais das partes estatoras e rotativas, para avaliação e registro de 
folga e ajuste todos os componentes. 
 
Montagem. 
Execução de montagem de todos os componentes conforme instrução e procedimento 
elaborado pela oficina revisora ou fabricante. 
 
 16
 17
 18
 
 
Relatório Final de Revisão. 
Relatando as referências das partes montadas, melhorias implementadas, custos 
envolvidos de materiais e serviços, históricos, registro e recomendações. 
 
OBS: 
Todas as fases do projeto para Revisão de um Compressor possuem procedimento 
específico para cada máquina de acordo com as recomendações de cada fabricante. 
Assim como são fabricados com especificações, dimensionais e fabricantes diferentes, 
as recomendações e tolerâncias mudam em pequenos detalhes embora sejam todos 
dirigidos por normas API.
 19
 
10.6 Recomendações de planejamento de intervenção (no campo). 
 
a) A fim de evitar danos mecânicos ou perdas devem ser colocadas caixas 
apropriadas marcadas para armazenar as peças a serem desmontadas. 
b) Antes de começar todas as ferramentas especiais devem ser inspecionadas e 
estar disponíveis. 
c) Devem estar disponíveis e inspecionadas com seu respectivo registro Todas 
as peças sobressalentes que são necessárias para a intervenção 
dimensional.. 
d) Todas as fontes de energia do equipamento relacionada com os serviços a 
serem executados devem ter suas respectivas gavetas extraídas e 
identificadas com aviso de “ EQUIPAMENTO EM MANUTENCAO”. 
e) Todas as aberturas de tubulações e / ou equipamento, durante o período de 
manutenção, devem ser cobertas para evitar a entrada de corpo estranho. 
f) Sinalizar com fitas zebradas passagens que porventura necessitem ser 
obstruídas. 
g) Não obstruir rotas de fugas. 
h) Verificar durante a programação da intervenção se o sistema de 
movimentação de carga do equipamento a qual vai mexer esta em perfeitas 
condições de uso. 
i) Durante a programação de intervenção certificar junto ao COORDENADOR 
DA EMBARCAÇÃO “UNIDADE” se os guindastes estarão disponíveis na data 
da realização da intervenção. 
j) Durante a montagem respeitar cuidadosamente as indicações contidas nos 
manuais do fabricante. 
k) Respeitar o GERENCIAMENTO DA MUDANÇA. 
l) Retirar permissão de trabalho para qualquer tipo de serviço a ser realizado. 
m) Fazer DDS.20
10.7 Recomendações Importantes de montagem, manuseio e preservação. (No 
Campo e na Oficina). 
 
10.8 MANCAL RADIAL 
Desmontagem. 
NOTA: 
 
A) Para facilitar a desmontagem e a montagem do mancal, utilizar as ferramentas 
apropriadas conforme procedimento específico para cada máquina. 
 
1. Remover o equipamento e os instrumentos instalados na tampa do alojamento 
ou no mancal cuidadosamente para evitar danos. 
 
Tomar cuidado em não danificar cabos, sondas e similares. 
 
2. Desmontar as diferentes partes do mancal e inspecionar atentamente as 
superfícies internas, assegurando-se de que não haja fendas, arranhaduras, ou 
outros tipos de anomalias. Limpar com cuidado cada peça separadamente. 
Injetar o ar através dos condutos de entrada e os condutos de drenagem do óleo, 
e limpá-los. 
 
Montagem. 
 
Para remontar o mancal inverter o procedimento indicado para a remoção. 
Assegurar-se de que as superfícies da junção tenham sido limpas corretamente 
antes da montagem das partes. 
As almofadas do mancal devem ser instaladas com a parte chanfradas montada no 
sentido contrário em relação ao da rotação do rotor e lubrificadas. 
 
10.8.1 MANCAL AXIAL OU EMPUXO 
Desmontagem. 
NOTA: 
 
A) Para facilitar a desmontagem e a montagem do mancal, utilizar as ferramentas 
apropriadas conforme procedimento específico para cada máquina. 
 
1- Remover o equipamento e os instrumentos instalados na tampa do alojamento ou no 
mancal cuidadosamente para evitar danos. 
 
 
 
2. Remover a metade superior da proteção da junção e a metade superior da 
cobertura terminal (ou suporte). 
 21
3. Remover os parafusos de retenção do mancal, ou do anel de retenção do mancal 
do cabeçote. 
4. Remover os parafusos que fixam as duas metades do mancal e levantar a metade 
superior. 
5. Sustentar o rotor e remover a metade inferior do mancal girando-a de 180º em 
volta do eixo. 
6. Remover os componentes do mancal de empuxo montados na parte externa do 
colar de empuxo. 
7. Remover o colar de empuxo, para executar esta operação é necessário consultar 
procedimentos específicso de desmontagem para cada equipamento, as Instruções 
para montar / desmontar a trava/porca/ colar colar de escora. 
8. Remover os componentes de empuxo montados na parte interna do colar de 
escora. 
9. Desmontar as diferentes partes dos mancais. 
Inspecionar atentamente as superfícies internas, assegurando-se de que não haja 
fendas, arranhaduras, ou outros tipos de anomalias. Limpar com cuidado cada peça 
separadamente. Enjeitar ar através dos condutos de entrada e de drenagem do 
óleo e limpá-los. 
 
 
CONTROLE DAS FOLGAS DOS MANCAIS RADIAIS. 
 
Cada Mancal possui folha de registro com tolerância de folga que dependem da 
velocidade da máquina ,diâmetro do Eixo / Mancal e do peso do mesmo. 
 
Os procedimentos de medição pode ser feito por gabarito GO NO GO ,gabaritos que 
dimensionam a seção entre a área interna côncava e a externa convexa onde somando-
se todas as medidas relaciona-se ao valor do Dia. Interno do alojamento das pastilhas 
(CORPO DO MANCAL) e se avalia o Dia interno de rolagem ,onde a folga e este valor 
obtido menos o valor diametral do eixo. 
 
Geralmente os valores de folga são de Diametral contrário aos labirintos que são 
geralmente Radiais. 
 
CONTROLE DA FOLGA AXIAL DO MANCAL DE EMPUXO 
 
Cada Mancal possui folha de registro com tolerância de folga que dependem da 
velocidade da máquina ,diâmetro do Eixo / Mancal e do peso do mesmo. 
A folga do mancal de empuxo e a distância efetiva da deslocação axial do rotor entre as 
sapatas.Os procedimentos de medição devem obedecer procedimento específico de 
cada fabricante mas todos possuem uma premissa que o passeio do Mancal Axial 
devem estabelecer o melhor alinhamento de saída de gás no miolo do impelidor em 
referência ao canal de entrada de gás do diafragma,par melhor performance e mehor 
escoamento evitando turbilhonamento e calço. 
 
ADVERTÊNCIA: 
O manuseio e acondicionamento são muito importantes por ser o material macio e não 
aceitar impactos e arranhões. 
 22
 
10.9 ROTOR CROMPRESSOR. 
 
 
A) Para facilitar a desmontagem e a montagem do Rotor, utilizar as ferramentas 
apropriadas conforme procedimento específico para cada máquina. 
O Rotor é parte mais importante e sensível do conjunto e requer cuidados 
especiais de manuseio e acondicionamento, arranhões nos colos de mancais e 
sensores , amassamento dos impelidores, danos na area de montagem dos 
cubos nas roscas na extremidades, podem levar até mesmo a sucateamento do 
Rotor. . 
 
ADVERTÊNCIA: 
 
É recomendável sempre que manusear e movimentar para estoque ou reparo 
O rotor com todas asa partes que compõem o conjunto. 
 
 
O Registro de Controle das folgas da área de vedação do labirinto, dos colos de mancais 
e selagem inter – estágios assim como a folha de balanceamento devem sempre 
acompanhar o conjunto folha com controle dimensional contendo estes dados para se 
certificar da qualidade de montagem do equipamento. 
 
 
 
10.10 LABIRINTOS 
 
Material macio (alumínio) deve ser manuseado com cuidado e sempre acompanhado de 
sua folha de identificação e dimensionais. 
 
 
10.11 SELO SECO. 
 
Não remover da embalagem e expor a umidade, óleo, água e impactos. 
 
 
Importante: 
 
Toda as atividades ligadas a Manutenção devem ser executada com todos os 
cuidados e normas de SMS, como EPI, planejamento de movimentação de carga e 
Liberação da área para execução do serviço. 
 
A identificação dos materiais, registro, preservação e acondicionamento das peças 
desmontadas e montadas são importantes para o custo geral da manutenção. 
 
 
 23
Procedimento específico para montagem de compressores Nuovo Pignone. 
 
10.12 INSTALAÇÃO DE CARCAÇAS VERTICAIS 
10.12.1 CARCAÇAS DIVIDIDAS VERTICALMENTE (BCL - 2BCL - DBCL - PCL). 
Aperto 
 
 Untar com molikote as roscas dos parafusos prisioneiros e as faces das porcas 
conjugadas. 
 Começar a apertar quatro porcas diametralmente opostas e proceder apertando 
as outras da mesma maneira (dando os apertos em etapas de quatro em 
quatro parafusos ate se chegar ao troque final). 
 
TABELA DOS VALORES DE TORQUE 
 
Torques Diâmetro nominal dos parafusos prisioneiros (mm) 
Kgm Nm 
M 24 20 200 
M 30 40 400 
M 36 x 3 80 800 
M 42 x 3 130 1300 
M 48 x 3 185 1800 
M 56 x 4 2BCL458N 305 3000 
M 64 x 4 510 5000 
M 72 x 4 BCL406A 765 7500 
M 80x 4 1225 12000 
M 90x 4 1530 15000 
M 100 x 4 2240 22000 
ADEVERTÊNCIAS 
 
A- Tolerância sobre os valores de torque 5 à 10 %. 
B- Os valores indicados na tabela têm validade para temperaturas acima de 101° 
C. 
 
 
10.13 INSTRUÇÕES PARA USO DO EQUIPAMENTO HIDRAULICO (PARA APERTO 
DE PARAFUSOS E PORCAS NAS TAMPAS DOS COMPRESSORES). 
 
1. Controles preliminares. 
 
 Controlar o nível do óleo dentro do tanque da bomba. 
 Utilizar a chave anular escolhida de acordo com a abertura hexagonal "S" da 
porca a ser apertada 
 Conectar o tubo flexível com a chave oleodinâmica (escolhida conforme o 
torque de aperto) e com o calibrador e a bomba hidropneumática (ver fig. no 
final deste parágrafo). 
 
2. Funcionamento. 
 24
 Com a pressão hidráulica exercida pelo acionamento da bomba, dentro do 
cilindro, cria-se um empuxo que é transmitido à chave anular por intermédio de 
um sistema de alavancas, após a fixação do braço de torção regulável num 
ponto determinado. 
 A chave anular dá um ângulo de rotação de 30°em volta do eixo da alavanca e 
isto transmite um torque à porca. Dentro dos 30° de rotação se obtêm os 
valores de regulagem da chave de torque de acordo com as tolerâncias 
indicadas no par. 5. 
 Uma última rotação além de 30° pode ser útil para acelerar o afrouxamento ou 
a primeira etapa de aperto. 
 Uma vez terminada a operação, remover a ferramenta da porca e remontá-la 
para um outro movimento até atingir o aperto pretendido. 
 
3 Procedimento. 
 
 Escolher uma posição angular entre35º e 75º do ângulo de trabalho do braço 
de torque. Acionar a bomba hidráulica até uma pressão correspondente ao 
torque desejado(ler no manômetro). 
 A regulagem do torque deverá ser obtida verificando na tabela os valores 
correspondentes entre Bar e Kgm, de acordo com as especificações da chave 
hidráulica utilizada. 
 No final da rotação de 30° (de modo de obter a máxima precisão de aperto) 
parar a bomba, abrir a válvula de ventilação e colocar manualmente o pistão na 
sua posição inicial (a ferramenta pode ser mantida no braço de torque e 
empurrada na posição de operação). 
 Repetir esta operação até conseguir o torque requerido ( 
 
4 Possíveis problemas. 
 Dificuldade de acionamento do cilindro. 
 
 Verificação. 
 Sangrar o ar através da válvula de purga. 
 
5 Conselhos para precisão do torque de acionamento. 
 
 A precisão do torque de aperto depende da posição angular do braço de 
reação giratório que e o ângulo entre braço e eixo de rotação do corpo central 
da chave. 
 Caso este angulo determinado pela posição do braço alcance de 35º a 75º 
devemos obter uma precisão de torque de ~- 4% para chave hidráulica 
fornecida pelas especificações RCO 11539/S a RC011547/S uma precisão de 
+/- 5% para chave hidráulica fornecida pelas especificações RCO 11537/S, 
RCO 11595/S e RCO 11608/S. Para código de referência da chave hidráulica 
e chave anular em função do torque de aperto ver as paginas seguintes deste 
parágrafo. 
 25
 Para os valores do torque de aperto, referir-se ao diâmetro do parafuso estojo 
a ser apertado (ver a tabela no parágrafo "procedimento para aperto dos 
parafusos estojos da carcaça" incluído nesta seção). 
 
 
10.14 INSTRUCÕES PARA USO DO EQUIPAMENTO HIDRAULICO PARA APERTO 
DE PARAFUSOS E PORCAS NO FECHAMENTO DAS CAIXAS DO 
COMPRESSOR 
 
1. Equipamento hidráulico è formado de: Bomba hidráulica pneumática, 
adaptadores para manômetros tubulação flexível do manômetro. 
2. Chave hidráulica 
3. Chave anular 
 
 
 
 
10.14 Procedimentos para apertar os tirantes e porcas. 
 
 
 
RELAÇÃO DE 
PRESSÃO 
Kgm = 9.8 Nm 
 26
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
TABELA DOS VALORES DE TORQUE DOS PARAFUSOS E PORCAS DE 
TODOS OS COMPRESSORES CENTRÍFUGOS DA NUOVO PIGNONE 
 
 
 
 
20000 
18000 
16000 
14000 
12000 
 10000 
 
8000 
6000 
4000 
2000 
 
 100 200 300 400 500 600 
700
PRESSÃO bar 
 
 
 
 
 
 
Kgm = 9.8 Nm 
20000 
18000 
16000 
14000 
12000 
 10000 
 
8000 
6000 
4000 
2000 
 
 100 200 300 400 500 600 
700
PRESSÃO bar 
 
 
 27
Torques Diâmetro nominal dos parafusos prisioneiros 
(mm) Kgm Nm 
M 6 0,5 4 
M 8 1 10 
M 10 2 20 
M 12 3,5 35 
M 14 5,5 55 
M 16 9 90 
M 18 12 120 
M 20 16 160 
M 20 X 1,5 17 170 
M 22 18 180 
M 24 20 200 
M 24 x 2 23 230 
M 27 x 2 33 330 
M 30 40 400 
M 30 x 2 45 450 
M 36 81 800 
M 36 x 3 81 800 
M 42 117 1150 
M 42 x 3 122 1200 
 
TABELA DOS VALORES DE TORQUE TIRANTES E PORCAS 
(TIRANTES DO CONJUNTO DO DIAFRAGMA EBCL e PCL) 
 
Torques Diâmetro nominal dos tirantes (mm) 
Kgm Nm 
M 16 2,5 25 
M 20 4,5 45 
M 27 12 120 
M 36 29 290 
 
TABELA DOS VALORES DE TORQUE 
(PARAFUSOS MONTADOS AXIALMENTE NOS MANCAIS RADIAIS 
BCL,2BCL,DBCL e PCL) 
Torques Diâmetro nominal do mancal radial (mm) 
Kgm Nm 
50 à 90 10 100 
110 à 120 18 180 
130 31 310 
150 à 180 63 620 
200 110 1080 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Material elaborado por 
• Eduardo Losada Diaz – Engenheiro de Equipamentos Sênior (UN-
BC/ST/EGMSE) 
• Ecimar Augusto da Silva – Técnico de Manutenção (UN-BC/ATP-MRL/TBM) 
• Reginaldo Andrade – Técnico de Manutenção (UN-RIO/ATP-MLS –OP-51) 
• Paulo Sergio Brito de Souza – Técnico de Manutenção (E&P.SERV/US-
AP/OTBM) 
 
 
Referencias Bibliográficas 
• Apostila – Centrifugal Compressors (Training Center Nuovo Pignone) 
• Livro – Compressores Industriais – Paulo Sergio B. Rodrigues - Editora 
Didática e Científica 
• CD Multimedia – Centrifugal Compressor Fundamentals (CCF) – GE Nuovo 
Pignone