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Análise das Vibrações Mecânicas 1 INICIAÇÃO AO ESTUDO DAS VIBRAÇÕES MECÂNICAS I. Introdução O estudo das vibrações é de fundamental importância para a engenharia moderna. A análise de vibrações em máquinas e equipamentos permite-nos conhecê- los, melhorá-los e ganhar muito em qualidade, produtividade, desenvolvimento, etc... Quando se coloca em marcha uma máquina nova, espera-se que a mesma tenha vida longa e isenta de problemas. Mas deficiências de projeto, erros de especificações, fabricação, transporte, instalação e manutenção nos conduzem a equipamentos pouco confiáveis. A manutenção da atualidade é um tipo de manutenção onde não há mais interesse em simplesmente reparar um equipamento defeituoso ou mesmo acompanhar o desenvolvimento de uma falha de modo a não se permitir uma parada inesperada de produção. Esse tipo de manutenção é coisa do passado. A manutenção hoje se interessa em conhecer e eliminar as causas dos defeitos. Essa nova fase da manutenção chama-se Proativa. A filosofia da manutenção proativa estabelece que as causas dos defeitos é que devem ser eliminadas. Um defeito comum, como por exemplo um rolamento danificado não tem tanta importância em termos proativos. Saber como este rolamento estragou e como eliminar a raiz da questão, isso sim é de interesse. Aparentemente simples, a manutenção proativa nos parece ser a manutenção do bom senso; contudo, técnicas proativas requerem muitas vezes conhecimentos profundos de engenharia de projeto, como também utilizam ferramentas corretivas, preventivas e preditivas. Somente através de técnicas proativas é que se consegue com que uma máquina tenha uma vida útil isenta de intervenções, a não ser aquelas provocadas pelo desgaste normal previsto no projeto. Análise das Vibrações Mecânicas 2 II. Fundamentos de vibração A vibração é uma oscilação em torno de uma posição de referência. Ela é um fenômeno quotidiano. Nós a encontramos em nossas casas, durante as viagens e no trabalho. A vibração é freqüentemente um processo destrutivo, ocasionando falhas nos elementos de máquinas por fadiga. O movimento vibratório de uma máquina é o resultado das forças dinâmicas que a excitam. Essa vibração se propaga por todas as partes da máquina, bem como para as estruturas interligadas a ela. Geralmente uma máquina vibra em várias freqüências e amplitudes correspondentes. Os efeitos de uma vibração severa são o desgaste e a fadiga, que certamente são responsáveis por quebras definitivas dos equipamentos. Toda máquina apresenta um determinado nível de ruído e vibração devido a operação e a fontes externas. Porém, uma parcela destas vibrações é causada por pequenos defeitos mecânicos ou excitações secundárias perturbadoras, que atuam na qualidade do desempenho da máquina. Qualquer acréscimo no nível de vibração de uma máquina é o primeiro sinal de agravamento de um defeito: desalinhamento, empenamento do eixo, desgaste do rolamento, etc... O fato de que os sinais de vibração de uma máquina trazem informações relacionadas com o seu funcionamento, indica a saúde da máquina e a decisão sobre uma intervenção ou não nesta máquina. Cada máquina apresenta uma forma característica de vibração, em aspecto e nível. Porém, máquinas do mesmo tipo apresentam variações no comportamento dinâmico. Isso se deve às variações de ajustes, tolerâncias e, principalmente, defeitos. Análise das Vibrações Mecânicas 3 Cada elemento de máquina induz uma excitação própria, gerando uma perturbação específica. Geralmente esses elementos são mancais, rotores, engrenagens, etc... O comportamento dinâmico da máquina é uma composição das perturbações de todos os componentes, defeitos e excitações oriundos dos movimentos. Então, uma criteriosa medida das vibrações poderá indicar as principais causas (quais elementos ou defeitos) estão excitando a máquina. Portanto, em uma máquina as vibrações se dão em várias freqüências devido às várias excitações. O movimento em um ponto qualquer será a superposição de várias harmônicas. Os diagnósticos para fins de manutenção das máquinas, com o objetivo de identificar as possíveis causas destes movimentos são obtidos separando as harmônicas do sinal global e associando-as com os elementos defeituosos ou desvios de montagem. III. Causas, efeitos e controle Dentre as diversas fontes de vibração, aquelas mais comuns e que, portanto podem ser responsabilizadas pela quase totalidade das vibrações mecânicas indesejáveis são: - Desequilíbrio de massas girantes (desbalanceamento) - Desalinhamento de eixos, correias e correntes. - Folgas generalizadas e bases soltas. - Dentes de engrenagens. - Rolamentos. - Corrente elétrica. - Campo magnético desequilibrado (motores elétricos) - Transporte Análise das Vibrações Mecânicas 4 - Tráfego férreo e rodoviário. - Escoamento fluido. - Explosivos, terremotos. - Etc... Os efeitos principais das vibrações são: - Altos riscos de acidentes. - Desgaste prematuro de componentes. - Quebras inesperadas. - Aumento dos custos de manutenção. - Perda de energia. - Fadiga estrutural. - Desconexão de partes. - Baixa qualidade dos produtos. - Ambiente de trabalho inadequado. O controle dos fenômenos vibratórios pode ser conseguido por três procedimentos diferenciados: - Eliminação das fontes: balanceamento, alinhamento, substituição de peças defeituosas, aperto de bases soltas, etc... - Isolamento das partes: colocação de um meio elástico amortecedor de modo a reduzir a transmissão da vibração a níveis toleráveis. - Atenuação da resposta: alteração da estrutura (reforços, massas auxiliares, mudança de freqüência natural, etc... Análise das Vibrações Mecânicas 5 IV. Movimento Harmônico O movimento oscilatório pode repetir-se regularmente, como mo pêndulo de um relógio, ou apresentar irregularidade considerável, como em terremotos. Quando o movimento se repete a intervalos iguais de tempo T, ele é denominado período da oscilação, e sua recíproca f = 1/T é denominada freqüência. A forma mais simples de movimento periódico é o movimento harmônico. Para exemplificá-lo, consideremos o modelo abaixo: Uma massa suspensa por uma mola, e então deslocada de sua posição de equilíbrio, irá oscilar em torno desse equilíbrio com um movimento harmônico simples. Se construirmos um gráfico que relaciona a distância da massa à posição de equilíbrio e ao tempo, a curva obtida será uma senóide, a representação de um movimento harmônico por excelência. Estudos mais profundos no campo das variações ondulatórias causadas por vibrações mostram que qualquer forma de onda no tempo pode ser decomposta em uma série de senóides puras. Os sinais harmônicos representam perfeitamente a maioria dos sinais de uma máquina. Assim sendo uma componente de vibração é Fig. 1 t Xo Análise das Vibrações Mecânicas 6 essencialmente um movimento harmônico, uma senóide como mostrado na figura abaixo: Amplitude: O valor medido do nível zero até o pico do sinal. Freqüência: Número de vezes que o ciclo se repete por unidade de tempo, expressa em Hertz (quando ciclos por segundo) Período: Tempo de execução de um ciclo completo do sinal, dado em segundos. É o inverso da freqüência. Defasagem: Indica o avanço ou atraso de um sinal em relação a um outro sinal qualquer. Geralmente é expresso em graus. A resposta de uma máquina é sempre atrasada em relação à excitação. Normalmente, em regime de funcionamento, um equipamento está sujeito a vibrações que ocorrem nas mais diversas freqüências, oriundas da própria rotação do equipamento, de seus elementos de máquina, ou mesmo de fontes externas. Como todos estes sinais ocorrem simultaneamente,torna-se muito difícil avaliá-los no tempo, pois teríamos diversas freqüências e amplitudes sobrepostas. No entanto, se avaliarmos estes sinais no domínio da freqüência, teremos a separação exata de cada Amplitude T Fig. 2 Análise das Vibrações Mecânicas 7 sinal, podendo assim conhecer e avaliar separadamente a conseqüência de cada um no comportamento do equipamento. O sinal assim obtido é chamado espectro de freqüência, e seu entendimento fica mais claro estudando-se a figura abaixo: Temos na figura acima três sinais ocorrendo simultaneamente no tempo. Observe que no mesmo intervalo de tempo tomado, o primeiro sinal se repete 3 vezes, o segundo 6 vezes e o terceiro 9 vezes. Observe que a linha rocha que cruza o eixo de tempo assinala um período da forma de onda azul, que corresponde a dois períodos da forma de onda vermelha, que corresponde a três períodos da forma de onda verde. Concluímos assim que estes três sinais são harmônicos entre si, sendo que dois ocorrem em freqüências múltiplas do primeiro. Assim sendo, se a freqüência do primeiro sinal fosse 20 Hz, o segundo estaria ocorrendo em 40 Hz e o terceiro em 60 Hz, simultaneamente. O sinal de 20 Hz seria a componente de primeira ordem ou 3ª harmônica 2ª harmônica 1ª harmônica f3 f2 f1 X3 X2 X1 F(hz) T(s) Fig. 3 Análise das Vibrações Mecânicas 8 fundamental, os sinais em 40 e 60 Hz corresponderiam às componentes de segunda e terceira ordem, ou seja, a segunda e terceira harmônicas. Estes sinais vistos em um eixo cartesiano estariam sobrepostos como na figura abaixo: Pode-se ver claramente como as três formas de onda têm períodos diferentes e, consequentemente freqüências diferentes. A de menor período é a de maior freqüência, pois se repete mais vezes em um mesmo intervalo de tempo. T1 = 1/3 T3 e f1 = 3f3. No domínio da freqüência estas três formas de onda seriam representadas como no espectro abaixo: f 3f 2f 1 f (hz) T3 T2 T1 T(s) Fig. 4 Fig. 5 Análise das Vibrações Mecânicas 9 Sinais harmônicos entre si são muito comuns no campo das vibrações mecânicas, por isso é de extrema importância que saibamos identificar os sinais presentes em uma máquina e estabelecer as relações entre os mesmos. Em outras palavras, é necessário saber se um determinado sinal acontece na freqüência fundamental de um evento ou se é a conseqüência harmônica de um outro sinal qualquer. V. Princípios da Análise Espectral Para que possamos analisar o espectro de vibrações obtido em um equipamento, é necessário que conheçamos de antemão os sinais inerentes ao funcionamento do equipamento. É natural que todo equipamento apresente vibrações em determinadas freqüências quando de seu funcionamento. Estas vibrações são decorrentes da própria vibração do equipamento e de seus elementos de máquina, sendo considerados normais desde que mantidos dentro de um limite aceitável de amplitude e sem aparecimento de componentes indesejáveis tais como famílias de harmônicas, bandas laterais, etc... Dos sinais inerentes ao funcionamento dos equipamentos podemos destacar como os mais comuns e que devem ser conhecidos de antemão pelo analista: • Freqüência de rotação da máquina • Freqüência de passagem de pás quando bombas ou ventiladores. • Freqüências de engrenamento quando redutores. Estes sinais estão todos relacionados com a rotação do equipamento e devem ser conhecidos pelo analista, pois muitas vezes servem como referência para o ajuste e análise do espectro de vibração. Análise das Vibrações Mecânicas 10 Não será possível fazer uma análise correta sem um prévio conhecimento destes parâmetros. Assim sendo, falemos separadamente de cada um: VI. Freqüência de Rotação (1 x rpm) Quando analisamos um sinal de vibração obtido em um mancal qualquer, é necessário que conheçamos a rotação do eixo apoiado sobre este mancal, afim de que identifiquemos no espectro os sinais conseqüentes da rotação. Um sinal de vibração na freqüência de rotação da máquina é o sinal mais certo de obtermos, uma vez que o mesmo é causado pelo movimento de giro do eixo. Sendo assim, usamos esse sinal como referência para nos orientarmos na análise do espectro, considerando todos os outros sinais em relação a ele. Em se tratando de motores elétricos, a quase totalidade dos equipamentos da mrn têm velocidade de rotação padrão conforme o número de pólos. Essas rotações são apenas quatro: • 900 rpm • 1200 rpm • 1800 rpm • 3600 rpm Como os espectros são analisados no domínio da freqüência, em ciclos por segundo, é necessário que façamos a conversão da rotação de rpm para rps, ou Hertz. Isso se faz dividindo a rotação em rpm por 60. Sendo assim, temos: • 900 rpm = 15 Hz • 1200 rpm = 20 Hz • 1800 rpm = 30 Hz • 3600 rpm = 60 Hz Análise das Vibrações Mecânicas 11 Devemos considerar que devido ao escorregamento causado pela inércia de massa dos rotores, a velocidade de rotação é sempre um pouco abaixo dos valores padrão, o que não impede no entanto de identificarmos facilmente a freqüência fundamental de rotação da máquina em seu espectro. No exemplo mostrado na figura 6 temos o espectro real de vibração coletado em um motor. O primeiro cursor (vermelho), com uma haste para cima identifica o pico de vibração na freqüência de rotação da máquina. Os caracteres em vermelho no canto direito inferior da figura indicam os dados de leitura feitos pelo cursor, a saber: freqüência do ponto no qual ele se encontra em Hz, a ordem de rotação em relação à rotação da máquina (n vezes a rotação), e a amplitude do pico sobre o qual se posiciona o cursor. Os demais cursores identificam os pontos onde existem ou poderiam existir picos harmônicos ao do primeiro cursor. 1 - CORREIA OVERLAND ACION. A 223OCT002A-2 V MOTOR A, LA VERTICAL Route Spectrum 14-JAN-00 09:46:37 OVRALL= 1.77 V-DG RMS = 1.74 CARGA = 100.0 RPM = 1200. RPS = 20.00 0 50 100 150 200 250 300 350 400 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: 20.00 1.000 .429 Fig. 6 Análise das Vibrações Mecânicas 12 VII. Freqüência de Passagem de Pás Bombas e ventiladores constituem outro equipamento típico de nossa planta. Além da freqüência natural de rotação, outro sinal típico no espectro desses equipamentos é o sinal causado pela freqüência de passagem de pás. Exemplificando: Uma bomba que tenha um rotor com cinco pás, produzirá um sinal de vibração na freqüência de 5 x rpm, ou seja, em uma freqüência igual a cinco vezes a freqüência de rotação de seu eixo. Isso se dá porque a cada volta do rotor da bomba, por um ponto fixo de referência passam as 5 pás, ou seja, se a passagem das pás causa uma perturbação vibracional na máquina, esta perturbação ocorre a uma freqüência igual ao número de pás vezes a rotação do eixo. Passagem de pás N = 5 pás 1 x rpm Fp = np x rpm Fig. 7 2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO 225-OBO15D-4 V BOMBA LOA VERTICAL Route Spectrum 11-FEB-00 10:06:01 OVRALL= 2.40 V-DG RMS = 2.33 CARGA = 100.0 RPM = 1803. RPS = 30.06 0 100 200 300 400 500 600 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c 30 . 07 15 0. 29 30 0. 45 Freq: Ordr: Spec: 30.07 1.000 1.181 2ª harmônica da passagem de pás Análise das Vibrações Mecânicas 13 VIII. Freqüência de Engrenamento Uma caixa de engrenagens, ou redutor, apresenta um maior número de variáveis a ser considerado quando da análise das vibrações em seus mancais. Isto sedá devido às diferentes rotações de seus eixos, assim como do diferente número de dentes de suas engrenagens. Se levarmos em conta uma caixa de engrenagens de duas reduções, só aí teremos envolvidas as velocidades de três eixos e as vibrações causadas pelas forças envolvidas nos dois engrenamentos. Assim sendo, para que se possa proceder a uma análise correta das vibrações em uma caixa de engrenagens é necessário conhecimento prévio de todas as variáveis oriundas de seu funcionamento: • Velocidade de rotação do eixo de entrada. • Freqüência de engrenamento do pinhão de entrada com a coroa do eixo intermediário. • Freqüência de engrenamento do pinhão intermediário com a coroa do eixo de saída. Para obtermos as freqüências de engrenamento precisamos conhecer o número de dentes de cada engrenagem. Multiplicando-se o número de dentes de uma engrenagem pela rotação de seu eixo obtém-se a sua freqüência de engrenamento. Na análise de sinais em redutores é comum que se use as freqüências de engrenamento como referência para os demais sinais. A figura 8 dá uma amostra de um espectro coletado sobre o mancal do eixo intermediário de um redutor no sentido axial ao eixo. O pico sobre o qual está colocado o cursor se refere à freqüência de engrenamento da coroa intermediária e é um pico de 73ª ordem, pois a coroa tem 73 dentes. Análise das Vibrações Mecânicas 14 Até agora tratamos apenas das vibrações inerentes ao funcionamento das máquinas estas vibrações podem ser absolutamente normais no equipamento, não representando portanto nenhum motivo de alarme. Para isso, no entanto, é necessário que elas se mantenham dentro de um limite aceitável de amplitude. Quando temos um histórico de medições em uma máquina e observamos a estabilidade dos sinais em seu espectro, dizemos que aquela é a condição operacional normal da máquina, e aquele espectro é a sua assinatura espectral. Um aumento considerável nos níveis de vibração normais em uma máquina é sem dúvida o primeiro sinal de algum defeito. Por isso é necessário um monitoramento constante afim de se detectar qualquer alteração no comportamento da máquina. Trataremos agora dos defeitos mais comuns relacionados aos sinais até agora estudados. Fig. 8 1 - CORREIA OVERLAND ACION. A 223OCT002A-6 V EIXO INTERMEDIARIO LOA VERTICAL Route Spectrum 14-JAN- 00 09:49:35 OVRALL= 1.61 V-DG RMS = 1.60 CARGA = 100.0 RPM = 335. RPS = 5.58 0 200 400 600 800 1000 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 Frequency in Hz R M S V e lo ci ty in m m /S ec Freq: Ordr: Spec: 407.38 73.00 1.279 Análise das Vibrações Mecânicas 15 IX. Desbalanceamento de massa O desbalanceamento de massa é uma fonte comum de vibração em máquinas e equipamentos, e sua conseqüência é um aumento de amplitude em 1 x rpm. Essa amplitude será proporcional à quantidade de desbalanceamento presente. O desbalanceamento acontece devido a uma alteração no equilíbrio das forças radiais que atuam sobre o eixo da máquina. A causa mais comum é o acúmulo de material sobre volantes de inércia, hélices de ventiladores, hélices de ventoinhas de motores, etc... mas pode ser causado também por perda de massa, como a quebra de uma hélice por exemplo. Portanto, quando a resultante das forças radiais que atuam sobro o eixo for diferente de zero, esta resultante causará um aumento da vibração em 1 x rpm que será tanto maior quanto for a velocidade de rotação do eixo. A vibração no sentido axial será nula ou desprezível em relação à radial. Fig. 9 050 - VENTILADOR DA CALDEIRA B VENT. B -4 H VENTILADOR LOA HORIZONTAL Label: ANTES DO BALANCEAMENTO Route Spectrum 26-NOV-98 14:17:24 OVRALL= 65.73 V-DG RMS = 65.56 CARG = 100.0 RPM = 3802. RPS = 63.37 0 100 200 300 400 500 0 10 20 30 40 50 60 70 80 Frequency in Hz RM S Ve lo ci ty in m m /S ec Freq: Ordr: Spec: 63.37 1.000 65.31 Análise das Vibrações Mecânicas 16 X. Desalinhamento do Acoplamento O desalinhamento é um problema mais freqüente que o desbalanceamento, e a razão é muito simples: o número de variáveis que pode causar um desalinhamento é maior que no caso de desbalanceamento. Como exemplo podemos citar: falha de montagem, defeito na base, parafusos de fixação folgados, etc... Temos três tipos possíveis de desalinhamento: • Angular – onde as linhas de centro dos dois eixos fazem um ângulo. • Paralelo – onde as linhas de centro são paralelas porém deslocadas entre si. • Combinado – os dois anteriores ao mesmo tempo. O desalinhamento, mesmo com acoplamentos flexíveis, resulta em duas forças, axial e radial. Isto é verdade mesmo quando o desalinhamento estiver dentro dos limites de flexibilidade do acoplamento. A amplitude das forças, e portanto a quantidade da vibração gerada aumentará com o aumento do desalinhamento. A característica significante da vibração devido ao desalinhamento é que ela acontecerá nas duas direções, axial e radial. Esta é a razão porque as leituras axiais devem ser tomadas. Normalmente a freqüência de vibração é 1 x rpm; contudo, quando o desalinhamento é severo, a freqüência é de segunda ordem (2 x rpm). Desalinhamento Paralelo ou Off Set Sinal mais forte na radial Desalinhamento Angular Sinal mais forte na axial Desalinhamento Combinado Superposição dos dois sinais Análise das Vibrações Mecânicas 17 XI. Excitação Hidráulica/Aerodinâmica As vibrações hidrodinâmicas raramente geram problemas sérios, exceto quando excitam, ou até ressonam, as partes da estrutura: carcaça, tubulações, etc... Quando as forças hidráulicas nas bombas geram vibrações excessivas sem ressonância aparente no sistema, o problema pode estar no projeto inadequado do conjunto rotor-estator-pás ou da tubulação. Normalmente, as bombas hidráulicas centrífugas possuem uma vibração na freqüência de passagem de pás que deve ser monitorada. Ela representa a passagem das pás por um ponto fixo, geralmente onde ocorre uma variação de pressão, por exemplo, uma pá fixa ou o ponto de cutoff. Veja figura 11 Fig. 10 - desalinhamento 2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO 025-OBO15A-2 V MOTOR LA VERTICAL Route Spectrum 10-JAN-00 14:41:20 OVRALL= 2.05 V-DG RMS = 1.95 CARGA = 100.0 RPM = 1808. RPS = 30.13 0 50 100 150 200 250 300 350 400 0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: 30.13 1.000 1.225 Análise das Vibrações Mecânicas 18 A amplitude da vibração no componente da freqüência de passagem das pás varia com a carga. Portanto, toda medida de vibração nesse componente deve ser feita com a mesma condição de carga. Numa condição de funcionamento normal da bomba, geralmente o nível neste componente é baixo. Se o processo induzir instabilidade, imediatamente a vibração neste componente aumenta, e aparecem bandas laterais. Picos altos na frequência de passagem de pás podem ser inerentes às: • Folgas desiguais entre as pás rotativas e os difusores estacionários das bombas. • Coincidência da frequência de passagem de pás com freqüências naturais das próprias pás ou de componentes estruturais das bombas. • Posicionamento excêntrico do rotor dentro da carcaça. • Fluxo com variações abruptas de direção. (tubulação com curvas acentuadas) • Obstrução do fluxo. Fig. 11 cutoff Análise das Vibrações Mecânicas 19 XII. Vibração causada por Folgas Mecânicas As folgas mecânicas causam vibrações no sistema geralmente na frequência de rotação da máquina seguida demuitas harmônicas, sendo mais evidente na direção radial e sentido vertical. Estas vibrações são muitas vezes geradas por parafusos frouxos, folgas excessivas nos mancais ou talvez uma trinca na estrutura ou nos pedestais de mancais. A vibração característica de folgas mecânicas não ocorre sem que hajam outras forças excitando o sistema, tais como desalinhamentos desbalanceamentos, etc... Quando há folga excessiva, mesmo não havendo desalinhamentos ou desbalanceamentos aparecem grandes níveis de vibração. Então, as folgas amplificam as vibrações. As folgas são uma fonte perigosa de vibrações, pois concentram grande energia cinética sobre o equipamento devido ao grande número de harmônicos gerados, o que pode levar a quebras de base, estrutura, carcaça, etc... Fig. 12 2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO 225-OBO15D-3 V BOMBA LA VERTICAL Route Spectrum 27-MAY-98 08:04:56 OVRALL= 4.56 V-DG RMS = 4.53 CARGA = 100.0 RPM = 1780. RPS = 29.67 0 200 400 600 800 1000 1200 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 3.0 3.3 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: 29.67 1.000 2.517 Análise das Vibrações Mecânicas 20 XIII. Freqüências geradas pelo Engrenamento. Conhecer as freqüências das vibrações geradas pelos engrenamentos é fundamental para o diagnóstico de sistemas de engrenagens. A freqüência típica dos sistemas com engrenamento é a freqüência de engrenamento, igual ao número de dentes vezes a rotação da engrenagem. Existirá uma freqüência de engrenamento para cada par engrenado. Se o engrenamento fosse perfeito, a vibração seria puramente senoidal e no espectro existiria apenas a frequência fundamental do engrenamento (componente de primeira ordem). Qualquer irregularidade, desgaste, deformação ou esforço externo fará desaparecer a condição de engrenamento perfeito. Todos os erros associados com as engrenagens afetam o engrenamento e, por conseqüência, afetam também a forma de onda da vibração. As formas de onda das vibrações dos engrenamentos com erros continuam periódicas, mas não são mais senóides puras. Seus espectros apresentarão vários componentes harmônicos da frequência de engrenamento. O primeiro indício de anormalidade é a presença de harmônicos do engrenamento. Quanto maior o número de harmônicas e quanto maiores sua amplitudes, maiores serão os erros. É normal que a componente de engrenamento apresente algumas bandas laterais em configuração simétrica de amplitude e espaçamento. Qualquer desvio na simetria desta configuração é indício de início de problemas nas engrenagens. O espaçamento entre as bandas laterais é igual à frequência de rotação da engrenagem. Se houver variação entre este espaçamento isto indica folga excessiva entre as engrenagens (back lash). Se houver variação nas amplitudes das bandas laterais isto indica dente quebrado. Análise das Vibrações Mecânicas 21 XIV. Vibrações causadas por defeito em rolamentos Os rolamentos são os elementos de máquinas mais comuns na indústria. Muitas vezes eles são os componentes de maior precisão do equipamento. Geralmente possuem tolerância de até 1/10 das tolerâncias dos demais elementos da máquina ou equipamento. Somente 10 a 20% dos rolamentos atingem a sua vida de projeto por causa de uma variedade de fatores, principalmente: • Lubrificação inadequada. • Contaminação por partículas estranhas. • Armazenagem imprópria. • Umidade. • Vibração externa. • Erro de aplicação. • Montagem imprópria. Fig.13 - bandas laterais 1 - CORREIA TRANSPORTADORA 223OCT001 -5 A EIXO INTERMEDIARIO LA AXIAL Route Spectrum 12-MAR-96 14:10:20 OVRALL= 5.88 V-DG RMS = 5.37 CARGA = 100.0 RPM = 532. RPS = 8.86 340 360 380 400 420 440 460 480 500 0 1 2 3 4 5 6 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: Dfrq: 409.61 46.22 1.664 8.913 Análise das Vibrações Mecânicas 22 Com certeza os mancais de rolamento são os elementos de máquina mais estudados e pesquisados em termos de vibração. A razão disso é óbvia, pois raramente encontramos equipamentos em que estes elementos não estejam presentes. Rolamentos geram quatro freqüências características: freqüências geradas por defeitos na pista externa, pista interna, gaiola e corpos rolantes. Os desgastes em rolamentos evoluem em quatro fases: inicialmente os problemas aparecem em freqüências ultra-sônicas (entre 20 e 60 KHz). Num segundo estágio pequenos defeitos excitam freqüências naturais dos componentes do rolamento (devido aos impactos causados pela passagem das esferas) na faixa de freqüência de 500 Hz a 2 KHz. Quando o desgaste progride, surgem harmônicas das freqüências discretas e bandas laterais com espaçamento de 1 x rpm. Muitos rolamentos são trocados quando atingem esse ponto, provavelmente pelo ruído que produzem. No estágio final, quando as avarias são severas, impactos violentos excitando freqüências naturais ocorrem quando uma pista passa pela zona de carga. Rolamentos com defeitos em suas pistas, esferas ou rolos, usualmente causam vibrações em altas freqüências, que não são múltiplos inteiros da rotação do eixo. Isso se explica devido à natureza das forças dinâmicas que excitam o rolamento defeituoso gerando vibrações. Por exemplo, um defeito na esfera passará pelas pistas interna e externa em uma sucessão de impactos com o dobro da freqüência de rotação da esfera, chamada spin. A freqüência fundamental da vibração será bem mais alta do que a do eixo. Além disso, forças dinâmicas do tipo impulso geram vibrações de freqüência muito alta, na faixa de ressonância estrutural das pistas do rolamento. A amplitude da vibração dependerá da extensão da falha no rolamento. Já os defeitos na gaiola do rolamento geram vibrações com freqüências mais baixas que a freqüência de rotação do eixo. Análise das Vibrações Mecânicas 23 XV. Exemplos de defeitos Para finalizar e ilustrar este trabalho, escolhemos alguns espectros de defeitos que foram detectados e comprovados na mrn através da técnica de análise de vibração. Todos os casos mostrados foram confirmados e corrigidos através da execução dos laudos emitidos. 1. Bomba imbil de três estágios da captação de água do Saracazinho O espectro mostra claramente vários picos de vibração acontecendo em frequências que não são harmônicas da rotação. No entanto estes picos são harmônicos entre si, e a fundamental ocorre em 244,68 Hz, frequência de defeito da pista interna. Portanto é evidente a ocorrência de defeito na pista interna. Se repararmos bem podemos notar o já aparecimento de bandas laterais em torno das harmônicas de defeito da pista interna. Na página a seguir apresentamos um zoom em cima da segunda harmônica, onde mostramos que as bandas laterais são espaçadas entre si de 30 Hz, exatamente a frequência de rotação da máquina. 2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO 225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL Route Spectrum 07-DEC-98 10:18:10 OVRALL= 9.98 V-DG RMS = 8.78 CARGA = 100.0 RPM = 1804. RPS = 30.06 0 400 800 1200 1600 2000 0 1 2 3 4 5 6 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c 24 4. 68 48 9. 58 73 4. 26 97 9. 17 12 24 . 0 Freq: Ordr: Spec: 30.06 1.000 .873 Análise das Vibrações Mecânicas 24 2. Defeito no rolamento de motor WEG 250 CV Muitos picos inter-harmônicos em frequências de pista externa. 2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO 225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL Route Spectrum 07-DEC-98 10:18:10OVRALL= 9.98 V-DG RMS = 3.19 CARGA = 100.0 RPM = 1804. RPS = 30.06 360 420 480 540 600 660 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c 48 9. 58 45 9. 19 42 9. 18 39 9. 14 51 9. 64 5 49 . 71 57 9. 75 2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO 225-OBO07D-2 A MOTOR LA AXIAL Route Spectrum 19-AUG-98 08:19:48 OVRALL= .9872 V-DG RMS = .7950 CARGA = 100.0 RPM = 1813. RPS = 30.22 0 400 800 1200 1600 2000 0 0.05 0.10 0.15 0.20 0.25 0.30 0.35 0.40 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: 30.22 1.000 .152 Análise das Vibrações Mecânicas 25 3. Acompanhamento da evolução de um defeito em rolamentos Acima podemos ver a importância de um monitoramento constante para a detecção do momento exato em que ocorre uma mudança de comportamento no espectro do rolamento. Se repararmos o espectro da medição feita logo após a intervenção podemos perceber que a mesma foi feita no momento certo. 4. Acoplamento desalinhado O espectro mostrado a seguir ilustra claramente um caso de desalinhamento angular do acoplamento. A tubulação da bomba forçava a mesma em sentido transversal ao seu eixo, provocando o desalinhamento. A vibração é alta em uma e duas vezes a rotação, sendo que a segunda harmônica alcança uma amplitude de quase o triplo da fundamental. Isso sugere um alto desalinhamento. R M S Ve lo c ity in m m /S e c Frequency in Hz 2 - BOMBA DE ÁGUA - SARACAZINHO 225-OBO07C-4 A BOMBA LOA AXIAL 0 1000 2000 3000 4000 0 1.0 2.0 3.0Max Amp 3.62 29-JUN-98 06-JUL-98 22-JUL-98 19-AUG-98 01-OCT-98 07-DEC-98 23-DEC-98 Análise das Vibrações Mecânicas 26 Após a emissão do laudo o acoplamento foi alinhado e obteve-se o espectro abaixo. Podemos notar que a componente de segunda ordem foi eliminada, e a vibração na rotação da máquina que era de 4,6 mm/s caiu para 2,5 mm/s, nível tido como normal para este equipamento. 5. Folga de base 2 - BOMBA ÁGUA SELAGEM 025-OBO18B-1 A MOTOR LOA AXIAL Route Spectrum 02-SEP-97 09:03 OVRALL= 12.76 V-DG RMS = 12.68 CARGA = 100.0 RPM = 1802. RPS = 30.03 0 100 200 300 400 500 600 700 0 2 4 6 8 10 12 14 16 Frequency in Hz RM S Ve lo ci ty in m m /S ec Freq: Ordr: Spec: 30.03 1.000 4.665 2 - BOMBA ÁGUA SELAGEM 025-OBO18B-1 A MOTOR LOA AXIAL Route Spectrum 24-SEP-97 15:10 OVRALL= 2.62 V-DG RMS = 2.62 CARGA = 100.0 RPM = 1780. RPS = 29.67 0 100 200 300 400 500 600 700 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.1 2.4 2.7 3.0 3.3 Frequency in Hz RM S Ve lo ci ty in m m /S ec Freq: Ordr: Spec: 29.45 .993 2.532 Análise das Vibrações Mecânicas 27 Bases trincadas, parafusos soltos ou quebrados geram vibrações com um grande número de pivos harmônicos devido aos impactos que ocorrem em presença de folgas mecânicas. O espectro abaixo é de uma bomba com a base quebrada. Por mais evidentes que sejam os defeitos identificados através da análise de vibrações, um diagnóstico preciso e no momento certo depende muito de uma série de fatores que somados levam a uma maior probabilidade de acertos. O analista deve além de ser bem treinado, conhecer bem o equipamento e os mecanismos de desgaste do mesmo. Profissionais do ramo são unânimes em dizer que uma avaliação no local é fundamental para a emissão de um laudo correto. É preciso ser bastante acurado na avaliação das condições físicas e estruturais do equipamento, fazer várias medições cobrindo diversas faixas de frequência. A falta de qualquer uma destas etapas pode levar a um diagnóstico precipitado ou a um erro de avaliação das condições da máquina. XVI. Determinação dos Pontos de Medição 2 - BOMBA ÁGUA ALTA PRESSÃO 225-OBO15D-3 V BOMBA LA VERTICAL Route Spectrum 11-JUN-98 09:09:04 OVRALL= 6.31 V-DG RMS = 6.16 CARGA = 100.0 RPM = 1790. RPS = 29.84 0 200 400 600 800 1000 1200 0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 Frequency in Hz R M S Ve lo c ity in m m /S e c Freq: Ordr: Spec: 30.00 1.005 3.200 Análise das Vibrações Mecânicas 28 Para se coletar os dados de vibração em máquinas é necessário uma boa definição dos pontos de coleta. Feito isso, devemos coletar os dados sempre no mesmo ponto, garantindo assim que o sinal possa ser sempre referenciado ao sinal tido como assinatura de vibração naquele ponto. Devemos procurar sempre os pontos mais próximos aos rolamentos para obtermos a melhor resposta dos mesmos. Feito isso, coletamos o sinal nas direções radiais (vertical e horizontal) e na direção axial, pois um mancal de rolamento muitas vezes está sujeito à ação de forças cujas resultantes podem ser mais evidentes em sentidos radiais ou axiais. A figura abaixo mostra os pontos ideais para coletar dados em um conjunto motor-bomba: XVII. Conceito de Parâmetros e Bandas de Energia Análise das Vibrações Mecânicas 29 Como já vimos, as vibrações características de uma máquina, assim como as vibrações referentes a defeitos de seus componentes acontecem em faixas de frequências conhecidas ou que podem ser calculadas. Afim de que possamos avaliar a performance de uma máquina segundo todas as variáveis responsáveis pelo seu nível de vibração é bom que tenhamos conosco o seguinte conceito: Cada tipo de defeito que pode acontecer em uma máquina gera vibrações em uma determinada faixa de frequência, podendo ser reconhecido, isolado e avaliado estudando-se a variação de energia dentro desta faixa. Se dividirmos o espectro em bandas de energia, é possível acompanharmos a evolução em separado de cada tipo de defeito fazendo avaliação da energia contida nesta banda. Este procedimento nos permite levantar a curva de tendências por banda. O software usado na mrn permite dividir o espectro em até 12 bandas de energia. A cada uma destas bandas atribuímos valores limites de alerta e de falha, conforme a natureza da vibração e a frequência em que ocorre. Nas baixas frequências a máquina tolera níveis mais altos de vibração, por isso os limites de tolerância são mais altos. É fácil compreender que a energia liberada por uma vibração de 4 mm/s em 30 Hz é muito inferior à energia liberada por essa mesma vibração em 500 Hz. Resumindo: para um melhor entendimento do que está acontecendo com a máquina podemos “fatiar” o espectro em até 12 bandas de energia. A cada uma destas bandas atribuímos parâmetros (que definem a largura da banda conforme a informação que queremos isolar) e limites (que definem as amplitudes máximas para que determinado parâmetro entre em alerta ou risco). Análise das Vibrações Mecânicas 31 An ál ise d as V ib ra çõ es M ec ân ic a s 32 D IA G N ÓS TI CO P AR A ID EN TI FI CA ÇÃ O D AS V IB R AÇ ÕE S CA U SA S PL A N O D O M IN A N TE FR EQ UÊ N CI A FA SE A M PL IT U D E O BS ER V A ÇÕ ES D es ba la n ce am en to d e m as sa Ra di al - A x ia l 1 x RP M M ar ca ú ni ca Es tá v el M ai s im po rt an te s em m ai s el ev ad as r o ta çõ es ex cen tr ic id ad e Ra di al 1 x RP M M ar ca ú ni ca Es tá v el Eq u ili br ar c o n fo rm e de sb al a n ce a m en to o u s u bs tit u iç ão ei x o to rt o G ra n de n a di re çã o a x ia l 5 0% ra di al 1 x RP M Ún ic a, du pl a o u tr ip la Es tá v el 2 RP M se o en cu rv am en to fo r n o ac o pl am en to D es al in ha m en to p ar ale lo ( e ix o ) Ra di al 1 e 2 x RP M Ún ic a, du pl a o u tr ip la Es tá v el A m ai o ria d os d es al in ha m en to s de u m a co m bi n aç ão d o p ar al el o c o m o an gu la r D es al in ha m en to a n gu la r (ei x o ) A x ia l 1 e 2 x RP M Ún ic a, du pl a o u tr ip la Es tá v el Se m pr e se d et ec ta p el o a pa re ci m en to de u m a g ra n de v ib ra çã o a x ia l d e 1/ 2 at é 1 . 1/ 2 da v ib . R a di al D es al in ha m en to p ar ale lo e an gu la r ( e ix o ) Ra di al - A x ia l 1 e 2 x RP M Ún ic a, du pl a o u tr ip la Es tá v el Ro la m en to c o m d ef ei to Ra di al e A x ia l ( n o s ro la m en to s cô n ico s de en co st o ) A lta fr eq üê n ci a irr eg u lar A u m en ta c o m a de gr ad aç ão m al te n sio n am en to e m c o rr eia s de a ci o n am en to d es ga st e, et c. Ra di al 1, 2, 3 e 4 x RP M d a co rr ei a irr eg u lar Ir re gu lar pu lsá til V er ifi ca r co m es tr o bo sc óp io D es al in ha m en to d as p o lia s o u co rr ei as A x ia l g ra n de 1 x RP M M ar ca ú ni ca Es tá v el Re ss o n ân ci a da c o rr eia Ra di al N ão h á re la çã o e n tr e a FC e F rp m M ar ca ú ni ca Es tá v el Fa lta d e fir m ez a m ec ân ic a. Pa ra fu so s de b as e fro u x o s, et c. Ra di al 2 x RP M 2 m ar ca s de r ef . Li ge ira m en te irr eg u lar Es tá v el G er al m en te ac o m pa n ha da d e m au re n di m en to An ál ise d as V ib ra çõ es M ec ân ic a s 33 D IA G N ÓT IC O P AR A ID EN TI FI CA ÇÃ O D AS V IB R AÇ ÕE S CA U SA S PL A N O D O M IN A N TE FR EQ UÊ N CI A FA SE A M PL IT U D E O BS ER V A ÇÕ ES D es ga st e em m an ca is de bu ch as Ra di al Su b- ha rm ôn ic o n o in ic io au m en ta c o m o d es ga st e al ta fr eq üê n ci a irr eg u lar A u m en ta c o m a de gr ad aç ão M an ca l a v ar ia do é g e ra lm en te o q u e se en co n tr a m ai s pe rt o d o p o n to e m q u e a fre qü ên ci a da s v ib ra çõ es é m ai s al ta Fo rç as a er o di n âm ic as e hi dr áu lic as Ra di al n a di re çã o d a de sc ar ga N . º d e pá s x RP M _ Fl u tu an te Pá s, pa lh et a s, r o to re s tir a n te s, v ib ra çõ es o riu n da s da o pe ra çã o Ca v ita çã o Ra di al e A x ia l A lta fr eq üê n ci a _ Fl u tu an te D ev e se v er ifi ca r o r u íd o an o rm al o /o u aq ue ci m en to M au e n gr en am en to , ac ab am en to r u im o u pi tt in gs n o s de n te s Ra di al p / d en te s re to s e ax ia l p/ d en te s he lic o id ai s o u co n ta to a n gu lar A lta fr eq üê n ci a N . º de n te s X R PM _ V ar ia c o m a c ar ga , v el o ci da de e er ro d e tr an sm is sã o A ca ba m en to s ru in s po de m g er ar 2 x R PM d a s en gr en a ge n s u rb ilh o n am en to d o flu id o Ra di al 40 à 4 5% d a RP M + ha rm ôn ic as _ Es tá v el Fa lta d e re do n de z do ro to r Ra di al 1 x RP M _ Ro to r ex cê n tr ic o Ra di al 1 RP M + 1 x o u 2 x fre q. da li n ha _ Ás v ez es flu tu an te A pr e se n ta rá fl u tu aç ão e m a m pl itu de s e ho u v e r pr o bl em as m e câ n ic o s ( de sb al an ce am en to ) Ba rr a de fe itu o sa Ra di al 1 R PM _ Pu lsá til ro m pe r as c o n e x õe s da b ar ra , at ira r u m a fa se c o m b ai x a v o lta ge m e fa ze r gi ra r o ro to r co m a m ão . U m a v ar ia çã o r áp id a n a co rr en te in di ca rá q ue a ba rr a ro m pe u - se Pr o bl em a n o r o to r cu rt o e aq ue ci m en to Ra di al e v en tu al m en te a x ia l 2 x f _ Es ta cio n ár ia in te rio r do e st at o r el íp tic o Ra di al 1 x RP M _ Pu lsá til Ro to r co m lâ m in as so lta s Ra di al 60 R PM _ Fo rt em en te es ta ci o n ár ia u su al m en te o p ro bl em a é de st ru tiv o V o lta ge m d a lin ha ba la n ce ad a Ra di al 2 x f _ V IB R A ÇÕ ES IN D U ZI D A S EL ET R IC A M EN TE ( D ES A PA R EC EM Q U A N D O S E D ES LI G A A C O R R EN TE ) Ba ix a e es ta ci o n ár ia Às v ez es flu tu an te Análise das Vibrações Mecânicas 34 Referências: • Manutenção Preditiva por Análise de Vibrações - VITEK • Análise e Medidas de Vibrações em Máquinas - FUPAI • Curso Avançado em Análise de Vibrações- FUPAI Oiti Gomes de paiva 09.03.2000 An ál ise d as V ib ra çõ es M ec ân ic a s 35
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