1-CURSO DE ANÁLISE DE VIBRAÇÕES MECÂNICAS3

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CURSO DE ANÁLISE DE VIBRAÇÕES MECÂNICAS
Escola SENAI “Frederico Jacob”
 Monitoramento de Máquinas Industriais
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Referências bibliográficas
Manutenção mecânica industrial: técnicas preditivas e de analise de 
falhas / Edgard Gonçalves Cardoso .
 – São Paulo: SENAI-SP Editora, 2019.
SKF Reliabil ity Systems.
http://www.skf.com.br
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FUNDAMENTOS DE VIBRAÇÕES
Dentro do Fundamentos da Vibração vamos de uma forma simples ter familiarização com conceitos muito importantes ao longo de nosso curso, tais como: 
Período, 
Frequência,
Frequência Natural e 
Ressonância. 
O bom entendimento desta primeira parte irá refletir
diretamente no entendimento das fases seguintes.
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O que é Vibração
Um corpo vibra quando descreve um movimento oscilatório em relação a um sistema de referência.
 Ou seja, vibração pode ser definida como um movimento de oscilação de um corpo em torno de sua posição de equilíbrio.
Todos nós podemos sentir as vibrações. 
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Percebemos a vibração do solo causada pelo impacto de uma prensa.
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Exemplo
Um pêndulo percorre sua trajetória 30 vezes por minuto, então sua frequência é de 30 oscilações por minuto.
Concluímos que a frequência de um movimento vibratório é o número de oscilações completas, por intervalo de tempo.
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A frequência é usualmente utilizada em ciclos/ segundos e sua unidades Hz . Se houver ruído a frequência é uma escala que indica a intensidade sonora. 
O mesmo pêndulo oscila a cada 2 segundos. Isso é um ciclo ou oscilação completa.
O período de um pêndulo é o tempo que ele gasta em uma vibração completa.
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Voltemos ao exemplo da prensa, se a prensa atinge a mesa 10 vezes a cada segundo, dizemos que a frequência de trabalho da prensa é de 10 ciclos por segundo.
Assim, o período de trabalho da prensa é o tempo gasto em um ciclo apenas.
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Na prática, é muito difícil evitar a vibração. 
Geralmente ela ocorre por causa dos efeitos dinâmicos de tolerâncias de fabricação, folgas, contatos, o atrito entre peças de uma máquina e, ainda, devido a forças desequilibradas de componentes rotativos e de movimentos alternados. 
É comum acontecer que vibrações insignificantes excitem as frequências de outras peças da estrutura, transformando-se
em vibrações e ruídos indesejados.
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Entretanto, às vezes, a vibração mecânica realiza um trabalho útil. 
Por exemplo, podemos provocar a vibração intencionalmente em dispositivos alimentadores de componentes ou peças numa linha de produção, em compactadores de concreto,
em banhos de limpeza ultrassônicos, em britadores e bate-estacas. 
Máquinas vibratórias de ensaio são bastante usadas para transmitir um certo nível controlado de Vibração aos conjuntos e subconjuntos.
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Modelos
Na análise de vibrações em máquinas é importante definir o modelo representativo da dinâmica de máquinas. Diferentes técnicas de modelagem podem ser adotadas. 
Para efeito de análise será considerado o modelo que
descreve o comportamento do sistema em termos dos elementos físicos, massa, mola e amortecedor, pois todo sistema mecânico possui massa, rigidez e amortecimento, semelhante ao sistema massa-mola.
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Esse sistema possui um ponto de equilíbrio ao qual chamaremos de ponto zero (0).
 Toda vez que tentamos tirar o nosso sistema desse ponto zero (0), surge uma força restauradora da mola que tenta trazê-lo de volta a situação inicial.
O Grau de Liberdade indica o número de coordenadas necessárias para descrever o movimento de um dado sistema.
 As coordenadas podem ser de movimento linear e angular.
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Os modelos podem ser simples, de um grau de liberdade, ou seja, se movimentam em apenas uma direção, e complexos quando descritos por vários graus de liberdade, ou seja, têm a possibilidade de se movimentaram em várias direções.
Sistemas vibratórios reais normalmente são complexos, e podem ter muitos graus de liberdade.
 Portanto os movimentos devem ser descritos através de diferentes coordenadas que caracterizarão os movimentos de rotação e translação. 
As coordenadas são usadas para identificarmos o movimento no espaço.
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Vibração Livre
Este tipo de vibração ocorre em situações em que a massa do sistema estrutural é deslocada de sua posição de equilíbrio e então liberada.
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Vibração Amortecida
Este é o caso real, geralmente não gostamos das vibrações e usamos amortecedores para amortizar a amplitude das vibrações.
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Vibração Forçada ou Regime Permanente
Este tipo de vibração ocorre quando uma força persistente atua a todo instante no sistema.
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Parâmetros
Um sistema de um grau de liberdade excitado por uma força senoidal apresenta uma resposta caracterizada por movimento harmônico simples.
Qualquer movimento periódico é composto por uma série de movimentos harmônicos simples, cada um deles descrito por uma função senoidal.
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Frequência - Número de ciclos que ocorrem em um dado intervalo de tempo.
Frequência = Hertz = Hz
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Período - Tempo para que o corpo execute um ciclo completo do movimento.
Período = segundos = s
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Amplitude, Magnitude ou tamanho do movimento vibratório 
As unidades de medida a serem empregadas dependem de qual grandeza esta sendo usada:
Deslocamento;
Velocidade ; 
Aceleração.
Aqui a amplitude máxima ou Valor de Pico é de 5 mm, o valor Pico a Pico desse movimento é de 10mm.
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Frequência Natural
A frequência de uma vibração livre é uma característica do sistema denominada Frequência Natural e depende basicamente da sua distribuição de massa e rigidez.
Ou seja, a frequência natural é uma propriedade intrínseca do sistema. 
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Frequência Natural
Para uma máquina as frequências naturais são aquelas em que ela vibrará livremente após um impacto. È a frequência na qual ela "tende" a vibrar, quando excitado por alguma força. 
Em um sistema de um grau de liberdade com rigidez k e massa m a frequência natural é dada pela expressão:
 Wn = k/m (rad/seg) Wn = Velocidade angular
 
 ou 
 
 Fn = Wn/2pi (Hz).
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Ressonância
Quando a frequência de uma das forças gerada pelo funcionamento de uma máquina é igual a uma de suas frequências naturais, ocorre uma ressonância e a
amplitude da vibração nessa frequência será muito maior do que a natural.
Porém, ressonância é uma condição especial onde alguma força externa excita continuamente alguma frequência natural do objeto, agravando os seus níveis de vibração.
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RessonânciaEscola SENAI “Frederico Jacob”
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Ressonância
Nos estudos de RESSONÂNCIA é comum confundi-la com BATIMENTO, devido à forma de manifestação, uma vez que nos dois casos existe um ruído modulado e característico, porém, de naturezas diferentes. 
RESSONÂNCIA é a interação entre energias de frequências próximas, incluindo-se nestas, as frequências naturais envolvidas, ao passo que o BATIMENTO é a interação simples de dois eventos de rotação similar. A RESSONÂNCIA é permanente e o BATIMENTO é transitório. O BATIMENTO possui um grau de destrutividade muito menor do que a RESSONÂNCIA, e isto é fundamental em preditiva. 
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Em outras palavras, ressonância é uma condição em que uma força é aplicada a um objeto com uma frequência muito próxima ou igual a uma das frequências naturais do objeto.
O resultado de uma condição de ressonância é um grande aumento da amplitude. Uma condição de ressonância pode afetar o desempenho dos equipamentos e a qualidade dos produtos. 
Portanto para evitar essa situação os equipamentos são
projetados de forma a trabalharem em regiões distantes de suas frequências naturais, normalmente as faixas de trabalho se encontram em altas rotações e as frequências naturais estão nas baixas rotações.
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Os exemplos mais comuns de Ressonâncias são:
RPM da máquina com Fn da estrutura
RPM de um componente com Fn de partes de rolamentos
CPM de área espectral com Fn de partes de rolamentos
GMF ( engrenagens ) com Fn de carcaças e estruturas
RPM de componentes de máquinas com Fn de sensores
RPM de rolamentos com Freqüência de alimentação elétrica, dentre outros.
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Grandezas Relacionadas
As grandezas utilizadas para quantificar os níveis de vibração de um sistema são:
deslocamento, velocidade e aceleração. 
Através destas grandezas o grau de severidade da vibração em um sistema pode ser avaliado.
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Grandezas Relacionadas
Deslocamento
Em sistemas vibratórios o deslocamento é uma grandeza que indica o quanto um corpo desvia de sua posição de equilíbrio. 
A unidade de deslocamento no sistema internacional é o metro (m), no diagnóstico de máquinas a unidade é o mícron (0,001mm), mils (1 mil equivale a 0,001").
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Velocidade
Indica quão rápido o corpo esta se movendo. 
A unidade no sistema internacional é metros por segundo (m/s), ou (mm/s),
polegadas por segundo (ips).
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Aceleração
A aceleração de um corpo está relacionada com as forças que causam a vibração.
A unidade de aceleração no sistema internacional é o metro por segundo ao quadrado (m/s2), g (1g equivale a, aproximadamente, 9,81 metros por segundo ao quadrado).
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Na situação de máquinas operando em baixa velocidade, ou seja, rotação menor que 600 rpm é recomendável utilizar o deslocamento como parâmetro de análise da severidade da vibração. 
Assim a aceleração é preferível no diagnóstico de máquinas operando em altas velocidades. 
Quando o aspecto do sinal é desconhecido, recomenda-se iniciar a análise através da velocidade.
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Na prática o uso do acelerômetro, o qual é um sensor de medida de aceleração, é bastante usual. 
Com o sinal de aceleração, a velocidade e o deslocamento podem ser obtidos facilmente.
Podemos dizer que a melhor grandeza utilizada para medir os níveis de vibração são aqueles que nos apresentam as maiores amplitudes.
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Representação do Movimento Vibratório
Aqui entenderemos os principais domínios que o movimento vibratório pode ser exibido, ou seja, os espectros de vibração. 
A familiarização desse conceito deve ser feita de maneira clara e didática para que se torne duradoura visto que a implantação de uma análise preditiva se baseia na análise dos espectros. 
Aprenderemos suas principais diferenças, inclusive pela visualização de seus sinais característicos.
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Domínios da Vibração
Há dois métodos principais de exibir o movimento vibratório:
• No domínio do Tempo
• No domínio da Frequência
Esses dois domínios simplesmente observam o mesmo sinal dinâmico de dois diferentes ângulos.
O domínio do tempo é uma exibição bidimensional de amplitude no eixo vertical com o tempo ao longo do eixo horizontal, enquanto o domínio de frequência vê a amplitude no eixo vertical com frequência exibida no eixo horizontal. 
Pense nesses dois domínios como duas janelas colocadas a 90° uma da outra
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Domínio do Tempo
A forma de onda é a representação do sinal no domínio do tempo. Ela mostra o que esta acontecendo a cada instante. 
O exame da forma de onda pode revelar detalhes importantes das vibrações que não são visíveis nos espectros de frequência. 
Sua principal aplicação é identificar a ocorrência de eventos de curta duração, como impactos, e determinar sua taxa de repetição.
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Domínio da Frequência
Analisar a forma de onda no tempo pode ser muito trabalhoso, incômodo e muitas vezes inviável. 
Quando existem muitas componentes de sinal, ou seja, caso
a pessoa de manutenção não possua conhecimentos amplos e completos do equipamento e seus sinais analógicos, alguma alteração não apresentará significado imediatamente.
Neste caso é necessário empregar uma exibição no domínio da frequência. 
Essa é uma das técnicas mais poderosas para o monitoramento das condições das máquinas. 
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Os instrumentos de manutenção preditiva com capacidade de diagnóstico devem exibir vibrações no domínio da frequência. 
A descrição dessa forma é denominada forma espectral ou simplesmente espectro da vibração.
Para simplificar esse processo, os modernos analisadores de vibração utilizam a Transformada Rápida de Fourier (Fast Fourier Transform). 
Uma FFT é uma transformação de dados do domínio do tempo (amplitude em função do tempo) em dados de domínio de frequência (amplitude em função da frequência), feita por um computador (microprocessador). Podemos, nesse domínio, verificar qual espectro de frequência é mais relevante no espectro global de vibração.
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Classificação dos Sinais Estacionários
Sinais Estacionários são aqueles que mantém as características ao longo do tempo.
 São classificados em:
Determinísticos.
Aleatórios.
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Sinais Aleatórios
Não são representados por relações matemáticas explícitas,mas podem ser analisados através de ferramentas estatísticas (médias, desvio padrão, probabilidade, etc...).
Um sinal aleatório é aquele cujo valor num instante futuro não pode ser previsto através de uma relação matemática explícita. Sinais aleatórios são aqueles que não tem componentes periódicos e harmônicos relacionadas. 
A análise de sinais aleatórios requer o uso de ferramentas estatísticas. O espectro de um sinal aleatório estacionário apresenta uma distribuição contínua com a frequência.
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Sinais Determinísticos
São descritos por uma relação matemática explícita. 
O movimento de componentes de sistemas mecânicos podem consistir de um sinal caracterizado por uma única
frequência ou de sinais que contenham várias componentes, ocorrendo diferentes frequências simultaneamente. 
Sinais determinísticos podem ser decompostos em n componentes de frequência, sendo a primeira componente a frequência fundamental.
A senóide é um caso particular de sinal determinístico que contém somente a frequência fundamental.
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A amplitude pode ser representada por 3 grandezas: 
 Deslocamento, dado em microns/mm; 
 Velocidade, dada em mm/s; 
 Aceleração, dada em mm/s² ou g. 
A frequência é número de vezes em que o movimento se repete em um determinado espaço de tempo. A frequência da vibração de Máquinas normalmente e medida em Hz (Ciclos por segundo) ou CPM (Ciclos por minuto). 
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RADIAL
1X rpm do rotor
mm/s
DESBALANCEAMENTO ESTÁTICO (MASSA) 
As vibrações nos mancais geralmente são estáveis e em fase.
Sempre existe uma vibração de 1 RPM.
Isso pode ser corrigido colocando uma massa de correção em um único plano que passa pelo centro de gravidade (CG) do rotor. 
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RADIAL
1X rpm do rotor
mm/s
DESBALANCEAMENTO ESTÁTICO (MASSA) 
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DESBALANCEAMENTO DINÂMICO
RADIAL
1X rpm do rotor
O desbalanceamento dinâmico tende a estar 180° fora de fase ao longo do eixo, fazendo os mancais vibrarem defasados. 1x rpm sempre presente e normalmente dominando o espectro. 
A correção sempre é feita no mínimo em dois planos.
mm/s
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RADIAL
1X rpm do rotor
mm/s
DESBALANCEAMENTO DINÂMICO
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DESBALANCEAMENTO DE ROTOR EM BALANÇO
1X rpm do rotor
O desbalanceamento de rotores em balanço causa altas amplitudes na rotação do eixo do rotor tanto na direção axial como na direção radial. 
RADIAL & AXIAL
mm/s
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DESBALANCEAMENTO DE ROTOR EM BALANÇO
1X rpm do rotor
RADIAL & AXIAL
mm/s
As leituras axiais tendem a estar em fase enquanto que as radiais tendem a estar instáveis. Rotores em balanço podem apresentar desbalanceamento forçado e acoplado. A correção se fará de acordo com o tipo de desbalanceamento.
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ROTOR EXCÊNTRICO
1X rpm do rotor
A excentricidade ocorre quando o centro de rotação está deslocado do centro geométrico de rotores, polias, engrenagens, mancais, etc. Grandes amplitudes de vibração ocorrem em 1X rpm do componente excêntrico na direção entre os centros dos dois rotores pertencentes ao sistema. 
1X rpm do motor
e
RADIAL
mm/s
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ROTOR EXCÊNTRICO
1X rpm do rotor
1X rpm do motor
e
RADIAL
mm/s
A leitura comparativa das fases nas direções horizontal e vertical usualmente diferem de 0° ou 180° (ambas indicarão a linha de centro do movimento). A tentativa de balanceamento de rotores excêntricos resultará em uma diminuição das amplitudes de vibração em uma direção, porém aumentará em outra (depende da dimensão da excentricidade).
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EIXO EMPENADO
1X rpm do rotor
O empenamento do eixo causa grandes vibrações na direção axial com diferença de fase de 180° ao longo do eixo da máquina. 
2X rpm do rotor
AXIAL
mm/s
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EIXO EMPENADO
1X rpm do rotor
1X rpm dominará o espectro se o empenamento estiver próximo ao centro do eixo, porém 2X rpm aparecerá nos pontos próximo aos acoplamentos (tome cuidado para que a orientação do transdutor não esteja na direção invertida no momento da medição).
2X rpm do rotor
AXIAL
mm/s
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DESALINHAMENTO ANGULAR
1X rpm
O desalinhamento angular causa grandes vibrações na direção axial com diferença de fase de 180° ao longo do acoplamento. 1X rpm e 2X rpm dominará o espectro, contudo 3X rpm poderá aparecer. Estes sistemas podem também indicar problemas no acoplamento.
2X rpm
AXIAL
3X rpm
mm/s
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DESALINHAMENTO PARALELO
O desalinhamento paralelo causa sintomas similares ao angular mas mostra grandes amplitudes de vibração na direção radial com aproximadamente 180° de defasagem ao longo do acoplamento. 
Dependendo do tipo de acoplamento 2X rpm se apresenta com maior amplitude do que 1X rpm.
mm/s
1X rpm
2X rpm
RADIAL
3X rpm
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DESALINHAMENTO PARALELO
mm/s
1X rpm
2X rpm
RADIAL
3X rpm
Quando o desalinhamento é severo e composto (angular + paralelo) aparecerão grandes amplitudes de vibração em harmônicos mais altos (4X, 8X) ou vários harmônicos com características de folgas mecânicas. 
O tipo de acoplamento influencia sobremaneira o espectro quando o desalinhamento é severo. 
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DESALINHAMENTO ENTRE ROLAMENTO E EIXO
1X rpm
O desalinhamento entre rolamento e eixo geralmente causa grandes vibrações na direção axial. 
Causará torção com fase aproximada de 180° entre o lado de cima do eixo e o assento do rolamento ou em medições axiais defasadas de 90° ao redor do eixo. 
2X rpm
AXIAL
3X rpm
mm/s
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DESALINHAMENTO ENTRE ROLAMENTO E EIXO
1X rpm
2X rpm
AXIAL
3X rpm
mm/s
Alinhar ou balancear o equipamento não resolverá o problema.
O rolamento deverá ser retirado e montado novamente.
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RESSONÂNCIA
Ressonância ocorre quando a frequência da força de excitação é muito próxima ou igual a frequência natural do sistema. 
Causa dramáticos ganhos de amplitude que podem causar danos prematuros ou mesmo levar o sistema ao colapso total. 
180°
FASE
AMPLITUDE
90°
2ª CRÍTICA
mm/s
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RESSONÂNCIA
180°
FASE
AMPLITUDE
90°
2ª CRÍTICA
mm/s
As forças de excitação em máquinas normalmente são provenientes domotor de acionamento, porém podem advir de bases, fundações, engrenamentos, correias de transmissão, etc. 
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RESSONÂNCIA
180°
FASE
AMPLITUDE
90°
2ª CRÍTICA
mm/s
Se um rotor está em ou próximo da ressonância, será “quase” impossível balanceá-lo devido a grande variação de fase (90° na ressonância e perto de 180° quando passar por ela), Normalmente necessita mudanças na localização da frequência natural. 
A frequência natural de um sistema não muda com a rotação, o que facilita sua localização.
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FOLGAS MECÂNICAS 
FALTA DE RIGIDEZ
1X rpm
Folgas mecânicas por falta de rigidez são causadas por folgas estruturais, fragilidade dos pés da máquina, torção da base metálica ou problemas estruturais da base de concreto. 
RADIAL
PÉ
BASE METÁLICA
BASE DE CONCRETO
mm/s
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FOLGAS MECÂNICAS 
FALTA DE RIGIDEZ
1X rpm
RADIAL
PÉ
BASE METÁLICA
BASE DE CONCRETO
mm/s
Haverá inversão de fase de 180° entre as medições verticais do pé e da base metálica em comparação com as medições da base de concreto.
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FOLGAS MECÂNICAS 
FALHA DE FIXAÇÃO
1X
Folgas mecânicas por falha de fixação geralmente são ocasionadas por parafuso de fixação solto, folgas nos chumbadores, trincas no pé, mancal ou em uma das bases. É usualmente chamado de pé manco.
RADIAL
BASE METÁLICA
BASE DE CONCRETO
PARAFUSO DE FIXAÇÃO SOLTO
0,5X
1,5X
2X
mm/s
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FOLGAS MECÂNICAS ENTRE COMPONENTES
1X
RADIAL
0,5X
1,5X
2X
2,5X
3X
4X
5X
6X
7X
8X
Forma de onda truncada
mm/s
São causadas por ajuste impróprio entre componentes. Causarão vários harmônicos devido a não linearidade entre os componentes com folga e as forças dinâmicas do eixo. Sua forma de onda no tempo será truncada. Geralmente reflete ajuste impróprio entre anel externo do rolamento e caixa do mancal ou anel interno e eixo. 
A fase é geralmente instável e pode variar bastante de uma medição para outra. As folgas são frequentemente dimensionais e causam grande diferença de leitura se comparados os níveis com acréscimo de 30° na direção radial ao redor da caixa do mancal. Em geral causam sub-harmônicos de múltiplos exatos de 1/2 e 1/3 rpm (0,5, 1,5, 2,5, etc.)
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ROÇAMENTO DE ROTOR
1X
O roçamento de rotor produz espectro similar ao de folgas mecânicas onde as partes rotativas entram em contato com as estacionárias. O roçamento pode ser parcial ou em toda a revolução. Normalmente gera uma série de frequências que excitam uma ou mais ressonâncias. Frequentemente excitam sub-harmônicos da frequência de rotação de frações inteiras (1/2, 1/3, 1/4, 1/5, ... 1/n) dependendo das frequências naturais do rotor. 
RADIAL
0,5X
1,5X
2X
2,5X
3X
4X
4,5X
5X
Ressonância
7X
Forma de onda truncada
3,5X
mm/s
Roçamento do rotor pode excitar várias altas frequências. Isto pode ser muito sério e de curta duração se causada pelo contato do eixo com o metal patente do mancal, mas é menos sério quando o eixo roça com a selagem, uma pá de agitador com a parede do tanque, ou a capa de um acoplamento pressionando o eixo. 
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MANCAL DE ESCORREGAMENTO
DESGASTE / FOLGAS
1X
No último estágio de desgaste de mancais de escorregamento normalmente aparecem evidências de presença de uma série de harmônicos da frequência de rotação (acima de 10 ou 20). Mancais desgastados normalmente tem predominância de vibrações na direção vertical em relação a horizontal. 
RADIAL
2X
3X
4X
5X
mm/s
Mancais de deslizamento com folga excessiva podem permitir um menor desbalanceamento e/ou desalinhamento causando altas vibrações em relação as das folgas nominais dos mancais.
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MANCAL DE ESCORREGAMENTO
“OIL WHIRL” - INSTABILIDADE
0,42 ~ 0,48 x rpm
A instabilidade (oil-whirl) ocorre a 0,42 ~ 0,48 x rpm) e é normalmente muito severa quando as amplitudes ultrapassam 50% das folgas nominais do mancal. “Oil -Whirl” é uma excitação do filme de óleo, onde um desvio da condição normal de trabalho (ângulo de atitude e relação de excentricidade) gerada pela cunha de óleo empurrando o eixo ao redor do mancal. 
RADIAL
1X
mm/s
A força desestabilizadora na direção de rotação resulta em uma precessão (whirl). Pode ser causada pela coincidência entre a frequência de precessão e a frequência natural do eixo. Mudanças na viscosidade do óleo, pressão do lubrificante e pré cargas externas podem causar “Oil-Whirl”
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MANCAL DE ESCORREGAMENTO
“OIL WHIP” - INSTABILIDADE
A instabilidade (oil-whip) ocorre quando a máquina opera acima de 2x a frequência critica do rotor. Quando o rotor ultrapassa 2x sua velocidade critica a precessão ou instabilidade pode estar muito próxima da critica do rotor e causar grandes vibrações que o filme de óleo pode não suportar. 
Velocidade crítica
Velocidade do rotor
Frequência
Oil-Whirl
Oil-Whip
Desbalanceamento
A frequência da instabilidade irá sintonizar com a velocidade critica gerando um pico que não desaparecerá mesmo com o aumento da velocidade de rotação. 
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80
FORÇAS HIDRÁULICAS E AERODINÂMICAS
PASSAGEM DE PÁS
1X
Frequência de passagem de pás (ou palhetas) é igual ao n° de pás (ou palhetas) vezes a rotação do eixo. Está presente em bombas, ventiladores, sopradores e normalmente não representam problemas, porém grandes amplitudes da BPF e seus harmônicos podem ser gerados se a folga entre as pás e o corpo do difusor estacionário não estiverem iguais em seu contorno. 
2X
BPF
2x BPF
BPF = Blade Pass Freqüente
Frequência de passagem das pás
mm/s
Também BPF (ou harmônicos) podem coincidir com alguma frequência natural do sistema e causar grandes amplitudes de vibração. Uma alta BPF pode ser gerada se o impelidor está desgastado pelos anéis laterais ou por soldas rápidas em difusores quebrados, mudanças abruptas de direção em tubulações, distúrbios de fluxo ou se o rotor da bomba ou ventilador estiver excêntrico em relação ao seu alojamento.
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FORÇAS HIDRÁULICAS E AERODINÂMICAS
TURBULÊNCIA DE FLUXO
Turbulência de fluxo ocorre freqüentemente em sopradores devido a variação de pressão ou velocidade do ar passando através do ventilador ou junta de expansão conectada. Esta ruptura do fluxo causa turbulência que gera ruído aleatório (randônica) de baixa frequência na faixa de 50 a 2KHz.
1x rpm
BPF
Randônica
BPF = Blade Pass Freqüente
Frequência de passagem das pás
mm/s
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FORÇAS HIDRÁULICAS E AERODINÂMICAS
CAVITAÇÃO
Normalmente cavitação gera ruído aleatório, energia em larga faixa de alta frequência que as vezes superpõe com harmônicos da frequência de passagem das pás. Normalmente indica pressão insuficiente na sucção.
1x rpm
BPF
Vibração randônica de alta frequência
BPF = Blade Pass Freqüente
Frequência de passagem das pás
mm/s
A cavitação pode rapidamente destruir as partes internas da bomba se não for corrigida. Isto pode principalmente causar a erosão das pás doimpelidor. Quando presente é frequente haver ruído como pedras passando pela bomba. 
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
1X rpm movida
 Sempre a frequência fundamental da correia é menor que a frequência de rotação da polia mais lenta. Correias gastas ou frouxas normalmente causam 3 a 4 múltiplos de sua fundamental. Normalmente dominam o espectro picos nas frequências fundamentais tanto da polia movida como da polia motora. As amplitudes são normalmente variáveis pulsando ora na rotação da polia movida ora na motora. Na maioria dos casos os altos níveis são na frequência fundamental vezes o nº de polias que a correia passa.
1X rpm motora
RADIAL EM LINHA C/ AS CORREIAS
Tensão da correia
Perpendicular a tensão
Vert.
Horz.
Paralelo a tensão
Horz.
Vert.
Frequência da correia e harmônicos
mm/s
CORREIA 
GASTA OU
 FROUXA
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
POLIA EXCÊNTRICA
1X rpm da polia excêntrica
 Polias excêntricas ou desbalanceadas causam grandes vibrações em 1 X a sua rotação. A amplitude é normalmente grande e varia de um mancal p/ outro, sendo maior no mancal da polia com problemas. Normalmente polias são balanceadas com a retirada de massa através de perfurações.
RADIAL
EXCÊNTRICIDADE
mm/s
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
RESSONÂNCIA
1X rpm
 Ressonância de correia pode causar grandes amplitudes se a frequência natural da correia se aproximar ou igualar a frequência da polia motora ou movida. A frequência natural da correia pode ser alterada pela tensão ou comprimento da correia. Pode ser detectada soltando-se a correia e observando-se a resposta da medição.
RADIAL
Ressonância da correia
mm/s
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
CALCULO DA FREQUENCIA DA CORREIA
PI x Diâmetro da correia x RPM da polia 
 FC = Π. D.n/60.L
 FÓRMULA
FC= 
60 x comprimento da correia
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
 FC = Π. D.n/60.L
 EXEMPLO
 FC = Π. 228,5.1780/60.2099
 FC =10.15Hz
L= 2099 mm
D= 228,5 mm
n = 1780rpm
 Π= 3,14
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TRANSMISSÃO POR CORREIA
DESALINHAMENTO / ROÇAMENTO
1x rpm motora ou movida
 O desalinhamento entre polias produz grandes vibrações em 1 X rpm da polia motora ou movida e predominantemente na direção axial. O aparecimento das frequências das polias motora ou movida dependerá do ponto em que as medições forem tomadas. Após o alinhamento das polias é comum a rotação do eixo acionado dominar o espectro.
AXIAL
Angular
Pontas p/ dentro
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
ESTATOR EXCÊNTRICO, LAMINAS QUEBRADAS E FOLGAS NO PACOTE DE CHAPAS
1x rpm
 Problemas de estator geram grandes amplitudes em 2 X a frequência da rede de alimentação (2 FL). Excentricidade do estator causa desbalanceamento no campo magnético entre rotor e estator por variação do air-gap, o que produz vibração bastante direcional. A diferença no entreferro não pode exceder 5% em motores de indução e 10% em motores síncronos. Folga no pacote de chapas é devido a suporte do estator fraco ou folgado. Curtos nas lâminas do estator podem causar aquecimento desigual e localizado que podem causar o empenamento do eixo do motor. Produz vibração termicamente induzida com aumento significativo com o tempo de operação.
2 x rpm
2 x FL
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
EXCÊNTRICIDADE DO ROTOR 
(ENTREFERRO VARIÁVEL)
FP
 A excentricidade do rotor produz um entreferro rotativo variável entre o rotor e o estator que induz vibração (normalmente o 2FL é próxima do harmônico da frequência de rotação). Em geral requer “zoom” no espectro para separar 2FL do harmônico da frequência de rotação. A excentricidade do rotor gera 2FL rodeada por bandas laterais da frequência de passagem dos pólos (FP), bem como, FP rodeia a frequência de rotação. A componente FP aparece em baixa frequência. (Frequência de passagem dos pólos = Frequência de escorregamento X número de pólos). Normalmente os valores de FP estão na faixa de 20 a 120 COM (0,30 - 2.0 Hz). 
1 x rpm
2 x FL
Bandas laterais de FP ao redor de 2 FL
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
PROBLEMAS DE FASE (CONECTOR SOLTO)
 O problema de fase devido a folga ou quebra de conectores pode causar vibração elevada com componente de 2x a frequência da rede de alimentação (2FL) com bandas laterais de 1/3 da frequência da rede (1/3FL). A amplitude de 2FL pode ultrapassar 25mm/s. Esse problema em particular pode ser esporádico.
1 x rpm
2 x FL
Bandas laterais de 1/3 de FL ao redor de 2 FL
1/3 FL
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
MOTOR SÍNCRONO (FOLGAS NAS BOBINAS DO ESTATOR)
 Folgas nas bobinas do estator em motores síncronos geram vibração na frequência de passagem das bobinas (CPF) que é igual ao nº de bobinas X rpm. A frequência de passagem das bobinas terão bandas laterais da frequência de rotação.
1 x rpm
Frequência de passagem da bobina do estator
Bandas laterais em 1 x rpm
1 x rpm
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
MOTOR DE CORRENTE CONTÍNUA
 Os problemas em motores de corrente contínua podem ser detectados pela alta amplitude da frequência de disparo SCR (6 x FL) e seus harmônicos. Esses problemas incluem SCRs danificados, folgas nos conectores e indutor de campo quebrado. Outros problemas incluem folgas ou cartão de controle em curto e podem causar altas amplitudes de 1 a 5x FL (60 a 300 Hz)
1 x rpm
6FL = SCR = Frequência de disparo
2 x rpm
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
PROBLEMAS DE ROTOR
FP
1 x rpm
Bandas laterais de FP ao redor de 
1x, 2x, 3x...
2 x rpm
3 x rpm
Estator
Barras do rotor
Rotor
Air-Gap
Condutores
Campo magnético
Barras do rotor ou anel de curto circuito quebrados ou trincados, contato danificado entre barras do rotor e anéis de curto circuito, ou curto nas lâminas do rotor, produzem vibrações com altas componentes em 1 x rpm com bandas laterais da frequência de passagem dos pólos (FP). Além disso, barras do rotor quebradas frequentemente geram bandas laterais ao redor do terceiro, quarto e quinto harmônicos da frequência de rotação.
mm/s
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PROBLEMAS ELÉTRICOS
FOLGAS NAS BARRAS
1 x rpm
Bandas laterais de FP ao redor de 
RBPF
2 x rpm
RBPF
Estator
Barras do rotor
Rotor
Air-Gap
Condutores
Campo magnético
Folga nas barras do rotor são indicadas por 2 x a frequência da linha de alimentação (2xFL) com bandas laterais da frequência de passagem das barras (RBPF) e/ou seus harmônicos (RBPF = nº de barras X rpm). Normalmente causam altos níveis na componente 2xRBPF e baixos níveis em 1xRBPF.
mm/s
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ENGRENAMENTOS
ESPECTRO NORMAL
1 x rpm da engrenagem
Radial a engrenagem
2 x rpm
Freq. Eng.
Um espectro normal mostra 1x e 2x rpm, juntamente com a frequência de engrenamento. Freq. Eng. normalmente tem bandas laterais na frequência de rotação. Todos os picos são de baixa amplitude e nenhuma frequência natural das engrenagens são excitadas.1 x Pinhão
1 x rpm
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
Freq. Eng. = 600 Hz
mm/s²
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97
ENGRENAMENTOS
DESGASTE DOS DENTES
2 x rpm
A indicação chave de desgaste nos dentes é a excitação da frequência natural da engrenagem juntamente com bandas laterais espaçadas com a frequência de rotação da engrenagem danificada. A frequência de engrenamento (GMF) pode ou não mudar em amplitude, porém altas amplitudes das bandas laterais ao redor da GMF acorrem normalmente quando o desgaste é visível. Bandas laterais podem ser um melhor indicador de desgaste do que a própria GMF.
Freq. Natural da engrenagem
1 x rpm
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
1 x rpm da engrenagem
mm/s²
Freq. Eng. = 600 Hz
Freq. Eng.
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98
ENGRENAMENTOS
SOBRECARGA NOS DENTES
2 x rpm
A GMF é frequentemente muito sensível a carga. Altas amplitudes de GMF não indicam necessariamente problemas, particularmente se as frequências das bandas laterais ficarem em níveis baixos e não excitarem as frequências naturais das engrenagens. Cada análise deve ser executada com o sistema operando em sua máxima carga de trabalho.
1 x rpm
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
1 x rpm da engrenagem
mm/s²
Freq. Eng.
Freq. Eng. = 600 Hz
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99
EXCENTRICIDADE DA ENGRENAGEM E FOLGA (Backlash)
2 x rpm
Altas amplitudes de bandas laterais ao redor da Freq. Eng. frequentemente sugerem excentricidade, folgas ou eixos não paralelos que admitem a rotação de uma engrenagem modular na frequência de rotação da outra. A engrenagem com problemas é indicada por espaçamento das frequências de bandas laterais. “Backlash” incorreto normalmente excita a |GMF e a frequência natural da engrenagem, ambas com bandas laterais de 1 x rpm. A amplitude da GMF decairá com o aumento da carga se o “backlash” estiver com problemas.
1 x rpm
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
Freq. Natural da engrenagem
1 x rpm da engrenagem
mm/s²
Freq. Eng.
Freq. Eng. = 600 Hz
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100
ENGRENAMENTOS
DESALINHAMENTO DAS ENGRENAGENS
2 x rpm
O desalinhamento das engrenagens quase sempre excita a segunda ordem ou altos harmônicos da GMF com bandas laterais da frequência de rotação. Frequentemente apresentará somente amplitude 1 x GMF, mas altos níveis a 2x ou 3x GMF. É importante determinar a Fmax para registrar pelo menos o segundo harmônico da GMF se o transdutor e o sistema tiverem capacidade.
1 x rpm
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
1 x rpm da engrenagem
mm/s²
1 x Freq. Eng.
2 x Freq. Eng.
Freq. Eng. = 600 Hz
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101
ENGRENAMENTOS
Uma trinca ou quebra do dente irá gerar uma amplitude a 1Xrpm da engrenagem além de excitar a frequência natural da engrenagem com bandas laterais na frequência de rotação. Isto é melhor detectado na forma de onda que irá apresentar um pronunciado pico toda vez que o dente quebrado tenta engrenar. O tempo entre impactos “” corresponderá a 1/rpm da engrenagem com problema. A amplitude dos picos na forma de onda normalmente será muito maior que a frequência 1Xrpm na FFT.
Redutor
Pinhão c/ 20 dentes
Coroa c/ 72 dentes
30 Hz
8,33 Hz
1x engrenagem
Forma de onda no tempo





mm/s²
Freq. Eng. = 600 Hz
TRINCA
 OU 
QUEBRA 
DE 
DENTE
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102
ROLAMENTOS
Frequências dos componentes
Gaiola
FTF = f/2 (1-DE/DP Cos)
Elemento rolante
BSF = DE/DP f [1-(DP/DE Cos)²]
Pista externa
BPFO = n/2 f (1-DE/DP Cos)
Pista interna
BPFI = n/2 f (1+DE/DP Cos)
 
 
 
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103
ROLAMENTOS
Frequências dos componentes
Gaiola
FTF = f/2(1-M)
Elemento rolante
BSF = DP/2DE f [1-M²]
Pista externa
BPFO = n/2 f (1-M)
Pista interna
BPFI = n/2 f (1+M)
 
 
 
M = (DP/DE) Cos
 M = ((DE.Cos )/DP)
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104
ROLAMENTOS
1º estágio de falha
Zona A
Zona B
Zona C
1 x rpm
2 x rpm
3 x rpm
20KHz
A primeira indicação de falha em um rolamento aparece em frequências ultrassônicas (20KHz ~ 60KHz), portanto fora do range de frequência do coletor analisador de dados (20KHz). 
mm/s²
O espectro será dominado pela frequência de rotação do eixo e harmônicos e não é necessário sugerir uma intervenção.
Fn
Zona D
Região de frequência de defeitos do rolamento
Região de frequência natural dos componentes do rolamento
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105
ROLAMENTOS
2º estágio de falha
Zona A
Zona B
Zona C
1 x
2 x
3 x
500Hz
2KHz
Pequeno defeito no rolamento começa excitando as frequências naturais dos componentes do rolamento (Fn) que predominantemente ocorre na faixa de 1 a 5KHz. 
Fn
mm/s²
Frequências de bandas laterais aparecem acima e abaixo do pico de frequência natural no fim do 2º estágio de falha.
Zona D
BPFO
BPFO
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106
ROLAMENTOS
3º estágio de falha
Zona A
Zona B
Zona C
1 x
2 x
3 x
2KHz
Frequências de defeitos do rolamento e seus harmônicos começam a aparecer. Quando o desgaste progride, aparecem mais harmônicos das frequências de defeito e o nº de bandas laterais também aumenta, tanto ao redor destas frequências quanto das frequências naturais do rolamento. O desgaste agora é visível e pode se estender na periferia do rolamento, particularmente quando as bandas laterais estão bem formadas e acompanhadas pelas frequências de defeito e seus harmônicos. É recomendável a intervenção para troca do rolamento.
Fn
500Hz
BPFO
BPFI
2 BPFO
mm/s²
Zona D
20KHz
10% de vida
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ROLAMENTOS
4º estágio de falha
Zona A
Zona B
Zona C
1 x
2 x
3 x
10KHz
Próximo do final da vida a componente 1 x rpm é evidente. A piora normalmente causa o aumento dos harmônicos da frequência de rotação. 
Fn
mm/s²
As frequências de defeito do rolamento e frequências naturais desaparecem e em lugar fica um ruído de banda larga em alta frequência (tapete ou carpete de ruído). Os níveis de vibração tendem a diminuir pouco antes da falha.
Zona D
5% de vida
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108
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Paralelo
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