Ruído e Vibração em Redutores

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POWER & MOTION DO BRASIL LTDA. G.Y.R. Com. de Peças e Eq. Ind. Ltda. 
PTI – POWER TRANSMISSIONS INDUSTRIES Av. João B. S. de Queiroz Jr, 436 – sala 2 – Jd. das Industrias 
Rua José Martins Coelho, 300 Interlagos – São Paulo – SP São José dos Campos- SP - Fone: (12) 3029 0187 
Tel/Fax: (11) 5613 1200 www.gyr.com.br 
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Ruído e Vibração em Redutores – Estudo e prática nas 
Análises Vibracionais 
 
 
 
 
 
 
 
 
Augusto Canella Andrade Só 
Supervisor Técnico – Confiabilidade de Planta 
Power&Motion do Brasil 
www.powermotion.com.br 
 
José Carlos Brun 
Assistente Técnico – SAC PTI 
Power Transmission Industries 
www.pticorp.com.br 
 
Maurício Coronado 
Consultor Técnico – GYR Consultoria 
G.Y.R. Comércio de Peças e Equipamentos Industriais Ltda. 
www.gyr.com.br 
 
 
 
 
 
07 de maio de 2010 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Índice 
 
Sumário ................................................................................................. 3 
Introdução............................................................................................. 4 
Objetivo................................................................................................. 5 
Causa de Ruído e Vibrações .................................................................. 6 
1.1 Possíveis Causas de ruído....................................................................................... 6 
Detalhes das engrenagens involutas.......................................................................... 7 
1.2. O CONCEITO DE ERRO DE TRANSMISSÃO- (T.E)...................................... 8 
1.3.-Respostas Internas ............................................................................................... 12 
1.4.- Respostas Externas............................................................................................. 13 
1.5.- Visão Geral......................................................................................................... 13 
1.6.- Associando Ruído com Erro de Transmissão .................................................... 13 
ONDE MEDIR, COMO MEDIR AS VIBRAÇÕES...................................... 15 
Instrumentação e Softwares:....................................................................................... 15 
Transdutores: .......................................................................................................... 15 
Mancais de Rolamentos.............................................................................................. 16 
Mancais Hidrodinâmicos............................................................................................ 16 
Medição vibrações em eixos....................................................................................... 17 
Medição vibrações em carcaça ................................................................................... 18 
CUIDADOS NA ESCOLHA DO PONTO DE MEDIÇÃO ...................................... 18 
Configuração da coleta de vibração............................................................................ 20 
CUIDADOS COM BAIXA ROTAÇÃO, ONDE E COMO MEDIR POR FORMA 
DE ONDA.............................................................................................. 24 
LIMITES DE VIBRAÇÃO SEGUNDO NORMAS....................................... 26 
Norma ANSI-AGMA 6000-B96 ................................................................................ 26 
NORMA ISO 8579..................................................................................................... 29 
Nível Global ........................................................................................................... 29 
Classificação Mara medição de deslocamento de eixos......................................... 30 
Classificação de medições de carcaça .................................................................... 30 
Classificação Subjetiva........................................................................................... 31 
CASOS PRÁTICOS DE DIAGNÓSTICOS................................................ 32 
Caso 01: Defeito de Runout: ...................................................................................... 32 
Caso 02: Ressonância de Carcaça ............................................................................. 35 
DESCRIÇÃO DO EQUIPAMENTO:.................................................................... 35 
Pontos de medição .................................................................................................. 35 
ANÁLISE DE VIBRAÇÃO – 1º Teste .................................................................. 36 
Análises dos Dados – 1º Teste................................................................................ 36 
TESTES DE IMPACTO......................................................................................... 39 
Ações Corretivas .................................................................................................... 42 
2º Teste ....................................................................................................................... 43 
Conclusão ............................................................................................................... 46 
 
 
 
 
 
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Sumário 
 
O trabalho apresentado possui o Intuito de Difundir um pouco das informações e 
experiências adquiridas pela área de Confiabilidade de Planta da Power&Motion, SAC 
da PTI-Falk e GYR (consultoria técnica) nos trabalhos que vêm sendo realizados em 
campo através de técnicas de inspeção por análise de vibração em redutores de 
velocidade. 
Será explicado neste a teoria de erro de transmissão em engrenagens que são as 
principais causas de ruídos e vibrações em engrenagens, tanto em engrenagens 
defeituosas como em engrenagens em perfeito estado. 
Forneceremos aqui informações sobre as principais causas de Ruído e Vibrações em 
redutores de velocidade, indicando os cuidados na definição de pontos de coleta de 
vibrações de carcaça e coleta de vibrações de eixos, indicando os cuidados necessários 
para uma boa coleta de dados com a qualidade mínima necessária para uma boa 
avaliação dos mesmos. 
Um Redutor de Velocidades é uma máquina específica com suas características próprias 
que, na maioria das vezes, quando aplicada a um equipamento acionado é avaliado nos 
mesmos parâmetros deste equipamento. Iremos apresentar aqui parâmetros específicos 
para redutores de velocidade, pois um equipamento complexo e específico como este 
possui e exige que se apliquem técnicas específicas e que se tomem certos cuidados 
particulares deste tipo de equipamento. 
Através de trabalhos realizados com êxito em campo, serão expostos neste alguns 
exemplos de analises e casos reais onde se aplicaram os conceitos aqui difundidos de 
maneira simples, mas muito aplicável a quaisquer redutores de velocidade. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Introdução 
 
A Power&Motion, empresa do Grupo Woodbrook, é responsável pela realização de 
serviços em redutores de velocidades e atendimento em campo de assistência técnica em 
Redutores de velocidade das marcas do Grupo ou não. Em 2007, o Grupo adquiriu 
ferramentas e conhecimentos na área de manutenção preditiva, uma vez que esta sempre 
esteve presente em seus serviços, seja em testes de aceitação ou acompanhamento de 
equipamentos no campo. 
 
Desde a criação da área de confiabilidade de planta, a Power&Motion através de 
investimento em conhecimentos e intensa experiência em campo, aliada à Engenharia 
das empresas do grupo, adquiriu grande conhecimento na área de análise de vibrações 
em redutores de velocidade. Estes conhecimentos vêm auxiliando a aprimorar nossas 
análises e a melhorar a confiabilidade de nossos produtos. 
 
Este trabalho aqui apresentado, tem como objetivo difundir parte destes conhecimentos, 
auxiliando e contribuindo para que mais pessoas posam realizar a avaliação de redutores 
de velocidade com critérios mais apurados e gerando assim laudos com maior 
confiabilidade. 
 
A PTI – Power Transmissions Industries também utilize-se de técnicas de análises de 
vibrações em inspeções e testes de fábrica ou no campo. O conhecimento e a 
experiência da assistência técnica e serviço de atendimento ao cliente – SAC, também 
foram de grande contribuição para a realização deste trabalho que ao longo dos anos, 
acompanha e avalia equipamentos de diversos tipos de aplicações e porte. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Objetivo 
 
Fornecer conceitos teóricos sobre fontes de vibrações em redutores de velocidade, 
parâmetros de coleta e avaliação de condições de engrenamentos, baseados em normas, 
materiais teóricos específicos, informações de engenharia de fabricantes e experiência 
de campo. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Causa de Ruído e Vibrações 
 
1.1 Possíveis Causas de ruído 
 
 Normalmente o ruído surge primeiro como vibração, sendo a variação de força 
que gera uma vibração entre os componentes, e é transmitida ao redor da estrutura. 
Somente quando a vibração excita as “paredes” (“tampas”) que o ruído é produzido. 
Dentro de uma caixa de engrenagens selada, normalmente, há altos níveis de ruído, mas 
isso geralmente não importa, já que as flutuações de pressão do ar não são fortes o 
suficiente para excitar o redutor de forma significativa. 
 Há pequenos problemas na terminologia, porque uma oscilação dada em, por 
exemplo, 600 Hz é chamada de vibração enquanto ele ainda está dentro do 
aço(material), mas é chamado de ruído, logo que chega ao ar. Podemos imaginar as 
vibrações como as variações de força ou de movimento, porém, na realidade, ambos 
devem ocorrer em conjunto. Além disso, infelizmente, engenheiros, mecânicos e 
eletricistas, muitas vezes falam sobre o "ruído" quando querem dizer que as vibrações 
de fundo aleatório ou tensões, que não são o sinal de interesse. Assim podemos 
encontrar por vezes, algo que está sendo descrito como a relação do sinal do ruído 
(audível) como ruído. 
 
 Em geral é possível reduzir o ruído das engrenagens : 
 
a.- Reduzindo a excitação dos dentes das engrenagens. Normalmente, para qualquer 
sistema, menor amplitude (ruído) na entrada consequentemente menor (ruído) na saída 
,sendo que para sistemas não lineares isto não é necessariamente verdadeiro. 
 
b.- Reduzindo a transmissão dinâmica da vibração dos dentes das engrenagens para as 
“paredes” da caixa de engrenagens e para fora delas. 
 
c.- Absorvendo o ruído após ter sido gerado, ou isolando todo o sistema (numa caixa à 
prova de som). 
 
d.- Usando um anti-ruído para cancelar o ruído numa posição ou numero limitado de 
posições. Ou ainda utilizar métodos eficazes de isoladores de vibração que dissipam o 
ruído. 
 
 As abordagens “c” e “d” são de custos elevados e tendem a ser deixadas de lado 
e neste artigo se concentram nos itens “a” e “b” que se mostram mais importantes no 
ponto de vista econômico. 
 
 Engenheiros de desenvolvimento, por vezes, tem realizado trabalhos iniciais de 
freqüências de ressonância de engrenagens ou das tampas, ou irradiação do som nas 
estruturas (b) de modo que se torna mais importante a redução da transmissão da 
vibração dos dentes (a) nosso alvo principal. No entanto, é importante para determinar 
primeiro se (a) ou (b) é a causa principal do problema. 
 
 
 
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 Uma possível causa do ruído numa caixa de engrenagens pode ocorrer quando 
excesso de óleo é aprisionado no caminho dos dentes. Se o óleo não escapar 
rapidamente através da folga (Backlash), ele vai ser expulso axialmente à força pela raiz 
do dente, e a freqüência do dente pode impactar no fim da parede da caixa de 
engrenagem. Este efeito é raro e não ocorre com dentes helicoidais ou lubrificação por 
névoa. 
A excitação é geralmente devido a uma força variável, quer em amplitude, direção ou 
posição como indicada na figura 1.1. O arco pode produzir uma excitação forte de 
vibração devido à força resultante variando em posição Fig. 1 C, como as áreas de 
contato se movem axialmente ao longo da linha de contato (pitch), de modo que este 
tipo de unidade é inerentemente mais ruidoso do que um design envolvente. 
 
 
Fig. 1.1.- 
 
A variação da direção da força de contato entre a engrenagem (Fig. 1.b) pode ocorrer 
com designes de engrenagens incomuns, mas, com engrenagens involutas, a variação 
de direção é só devido aos efeitos de atrito. O efeito é pequeno e pode ser negligenciado 
pois a pior variação é de + ou – 30. (graus), quando o coeficiente de atrito é de 0,05 
com engrenagens de dentes retos, mas é insignificante com engrenagens helicoidais. 
Para engrenagem involuta é a variação da amplitude da força de contato que dá a 
excitação de vibração dominante. As propriedades inerentes da involuta dá uma força de 
direção constante e uma tolerância de variação de distância entre eixos, bem como, na 
teoria, uma relação de velocidade constante. 
Detalhes das engrenagens involutas 
No dente de uma engrenagem involuta, o ponto de contato começa mais próximo a 
uma engrenagem e, conforme ela gira, o ponto de contato se distancia dessa 
engrenagem e vai em direção à outra. Se tivesse de seguir o ponto de contato, eledescreveria uma linha reta que começa perto de uma engrenagem e termina próximo de 
outra. Isso significa que o raio do ponto de contato cresce conforme os dentes se 
encontram. 
 
 
 
 
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O diâmetro de afastamento é o diâmetro de contato. E já que o diâmetro de contato não 
é constante, o afastamento é a distância média de contato. Conforme os dentes começam 
a se unir, o dente superior da engrenagem entra em contato com o dente inferior dentro 
do afastamento. Mas repare que a parte do dente superior que entra em contato com o 
dente inferior ainda é muito pequena nesse ponto. Mas como as engrenagens continuam 
girando, o ponto de contato desliza para a parte mais espessa do dente superior. E isso 
empurra a engrenagem superior para frente, de forma a compensar o diâmetro de 
contato que ficou um pouco menor. 
 
Fig 1.1.A 
Conforme os dentes continuam a girar, o ponto de contato fica ainda mais distante, 
saindo do afastamento. No entanto, o perfil do dente inferior compensa esse movimento. 
O ponto de contato começa a deslizar sobre a parte mais fina do dente inferior, tirando 
um pouco de velocidade da engrenagem superior para compensar pelo aumento do 
diâmetro de contato. O resultado final é que mesmo com o ponto de contato mudando 
continuamente, a velocidade continua a mesma. O que faz com que uma engrenagem 
involuta produza uma relação constante de velocidade de rotação. 
A fonte da variação da força na involuta é decorrente de uma variação do 
amortecimento da unidade, que também sofre uma combinação de pequenas variações 
da forma do dente e da deformação elástica dos dentes. 
Esta variação relativa no deslocamento entre as engrenagens atua através do sistema de 
resposta dinâmica para dar uma variação da força e resulta em vibração. 
Neste artigo trataremos principalmente com envolventes de engrenagens de eixos 
paralelos uma vez que este tipo de unidade domina a área de transmissão de energia, 
fundamentalmente as mesmas idéias são aplicáveis para outros tipos de unidades, tais 
como correntes, correias dentadas, chanfros, cônicos ou pinhões. 
 
1.2. O CONCEITO DE ERRO DE TRANSMISSÃO- (T.E) 
 
O conceito fundamental de funcionamento de (involuta) engrenagens de dentes retos é 
mostrada na fig. 1,2 onde uma seqüência de contatos numa linha imaginária inicia na 
base do circulo de um (b-contact) que rola pela outra engrenagem (a-contact). 
 
 
 
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Qualquer ponto fixo na linha de contato gera um perfil evolvente por fora do dente na 
engrenagem 1 e mapeia ao mesmo tempo a uma envoltória em relação à engrenagem 2 
 (uma evolvente é definido como o caminho traçado por uma seqüência de contatos na 
linha de contato), ver fig 1.2-A. 
Essa seqüência teórica é a "linha de ação" ou da linha de pressão e dá a direção e 
posição da força normal entre os dentes da engrenagem. Claro que é uma seqüência 
bastante peculiar matemática que leva ao invés de puxar, mas isso não afeta a 
geometria. 
 
 
 
Fig 1.2 
 
Na literatura sobre geometria de engrenagem há uma enorme quantidade de jargões com 
muita discussão de diâmetros de “pitching”, os diâmetros de referência, o tamanho 
“addendum”, o tamanho “dedendum”, correções positivas e negativas (do raio de 
referência), a variação do ângulo de pressão, etc. , juntamente com uma série de regras 
enigmáticas sobre o que pode ou não ser feito. 
 
 
 
Fig 1.2-A 
 
 
 
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Tudo isso é irrelevante, na medida em que o ruído é concebido (é a causa) e é 
importante lembrar que a envolvente é muito, muito simplesmente definida e jargão 
muito simplesmente especifica até que ponto distante da envoltória nós trabalhamos. 
Há, na realidade, apenas uma verdadeira dimensão de uma engrenagem de dentes retos 
e que é o raio do círculo primitivo e numero de dentes. Um círculo primitivo deve 
coincidir com o outro. É possível ter duas engrenagens com ângulo de pressão nominal 
ligeiramente diferente engrenando de forma satisfatória. 
 
Os únicos critérios relevantes são: 
 
 (a) Ambas as engrenagens devem ser (quase) envolventes. 
 (b) Antes de um par de dentes concluir o seu contato, o próximo par deve estar 
pronto para iniciar novo contato (relação de contato maior do que 1,00). 
 (c) A base de contato (pitch) de ambas as engrenagens deve ser a mesma 
(exceto para o alívio da ponta) para que haja uma transição suave de um par para o 
próximo. (a base de contato de uma engrenagem é a distância de um flanco de dente ao 
próximo flanco do dente ao longo da linha de ação e de modo tangencial ao círculo 
base.) – Fig 1.2.B 
 
 
Fig 1.2.B 
 
 
 
 
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Fig 1.2 C 
 
Se as engrenagens fossem envolventes perfeitas, absolutamente rígidas e corretamente 
espaçadas, não haveria nenhuma vibração gerada quando engrenassem. Na prática, por 
uma serie de razões, isso não acontece, e a idéia de erro de transmissão (TE) passa a 
existir. A obra clássica sobre este assunto foi realizada por Gregory, Harris e Muro, no 
final dos anos 1950. 
Nós definimos T.E., imaginando que a engrenagem de entrada está sendo conduzida a 
uma velocidade angular absolutamente estável, e nós então esperamos que a 
engrenagem de saída gire a uma velocidade angular constante. Qualquer alteração a esta 
velocidade constante dá uma variação da posição "correta" de saída e este é o TE (Erro 
de Transmissão) que, posteriormente, irá gerar a vibração. Mais formalmente, "TE é a 
diferença entre a posição que o eixo de saída de uma unidade deveria ocupar se a 
unidade fosse perfeita e a atual posição de saída." 
Em termos práticos, nós tomamos posição angular sucessivas da entrada, calculamos 
onde a saída deveria ser, e subtraímos esta da posição de saída medida, para dar o "erro" 
na posição. 
As medições são feitas medindo deslocamentos angulares e assim as respostas aparecem 
inicialmente em unidades de segundos de arco. Para algumas grandes engrenagens é 
possível medir o erro de transmissão (TE) semi-estaticamente usando cabeçote divisor 
e teodolitos na entrada e saída e indexando o grau no tempo, mas é extremamente lento 
e trabalhoso. 
Os erros raramente são dados como ângulos, pois é muito mais informativo multiplicar 
o ângulo de erro (em radianos)pelo círculo primitivo para transformar o erro em 
deslocamento em mícrons. 
 Há, infelizmente, alguma incerteza sobre se devemos multiplicar pelo raio do 
círculo primitivo para obter o movimento tangencial no raio de “pitch” (contato) ou 
multiplicar pelo raio do círculo base (raiz do dente) para começar o movimento ao longo 
da linha de pressão, ou seja, normal para a superfície envolvente. Ambas são legítimas, 
mas costumamos utilizar a mais antiga pois está ligado com a forma padrão de definição 
 
 
 
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de erros de contato e “hélice” entre os dentes. No entanto, do ponto de vista geométrico, 
para corresponder com as medidas de erro de perfil (que são normais para a 
envolvente), esta última é preferível. 
 A grande vantagem de especificar T.E. como uma medida linear (tipicamente da 
ordem de 5 microns) é que todas as engrenagens, independentemente do tamanho do 
dente ou o diâmetro de contato “pitch”, têm os mesmos dimensionais de erro, logo, 
comparações são relativamente fáceis. Isto parece ridículo que um módulo de um mm 
numa engrenagem (25DP ) terá aproximadamente o mesmo erro de transmissão (TE) 
que um módulo de 25 mm numa outra engrenagem (1 DP) com a mesma qualidade, mas 
isto é surpreendentemente próximo ao que acontece na prática (o módulo é o diâmetro 
do círculo primitivo da engrenagem em milímetro dividido pelo número de dentes). 
 Tendo definido ERRO de TRANSMISSÃO (T.E.) ficamos com uma imagem 
mental de uma linha seqüêncial variando de comprimento entre as superfícies dos 
dentes das engrenagens,sendo pequena mas enérgica, ao ponto de impor uma vibração 
relativa. Para a maioria dos ruídos somente o erro de transmissão é parte vibratória 
importante e as deflexões (elástica) são ignoradas. 
 
 
1.3.-Respostas Internas 
 
 T.E. é o erro entre os dentes da engrenagem. Essa idéia de um deslocamento 
relativo sendo a causa da vibração é incomum já que tradicionalmente excitamos com 
uma força externa ou vibração dos apoios no piso produzem uma vibração. Na 
engrenagem temos um deslocamento relativo (o Erro de Transmissão – T.E) gerando 
forças entre os dentes e subseqüentes as vibrações, para o sistema. 
O deslocamento relativo entre os dentes é gerado pelas forças iguais e opostas 
nas superfícies dos dois dentes das engrenagens que se engrenam, movendo-os 
separados, e desviando-os a uma distância suficiente para acomodar o T.E. 
Quando consideramos as reações internas de uma caixa de engrenagens, a 
entrada é a vibração relativa entre os dentes da engrenagem e a saída (na medida que o 
ruído é concebido) são as forças de vibração transmitidas através dos rolamentos para a 
caixa de engrenagens. Em geral, a saída de "força" através de cada rolamento deve ter 6 
componentes: 3 forças e 3 momentos, mas geralmente ignoramos os momentos por 
serem eles muito pequenos e as forças axiais serão insignificantes para engrenagens de 
dentes retos, helicoidal duplo ou com apóia em rolamentos cônicos de rolos. 
Engrenagens helicoidais simples criam forças axiais e infelizmente, as paredes da caixa 
de engrenagens são frequentemente lisas e bastante flexíveis. A vibração resultante nas 
paredes é importante se gerada pelas forças internas na caixa de engrenagens e de pouca 
importância se for apenas um ruído vindo pelos pés de montagem. 
Ocasionalmente forças de vibração são transmitidas pelos eixos para 
componentes externos e irradiam ruído. Uma hélice de navio poderá ser um bom alto-
falante caso seja acoplado direto, mas normalmente são acoplados com elastômeros e 
projetados para aliviar as transmissões de vibrações. Vários exemplos podem ser citados 
desde veículos até ventiladores que apresentam ruídos pela transmissão de vibrações. 
O pressuposto freqüente quando modelamos a caixa de engrenagens para 
respostas de ressonância é que os mancais de rolamentos são rígidos. Esta é, 
 
 
 
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normalmente, uma boa idealização da situação visto que os mancais movimentam 
menos que 10% dos movimentos das engrenagens. Ocasionalmente uma caixa flexível, 
ou uma onde as massas movem defasadas, irão apresentar o efeito de redução ou 
aumento do aparente amortecimento dos apoio dos eixos. 
As vezes assumimos que as engrenagens vibram apenas torcionalmente, mas 
esta hipótese é incorreta e assim qualquer modelo de engrenagem deve permitir o 
movimento lateral (isto é, o movimento perpendicular ao eixo de engrenagem). Massas 
são conhecidas com precisão, a rigidez de um sistema pode ser calculada ou medida 
com precisão razoável,mas há grandes problemas com amortecimento que não podem 
ser concebidos ou previsto de forma confiável. 
 
1.4.- Respostas Externas 
A visão da vibração caminhando dos mancais para as paredes da caixa de 
engrenagens ou para a estrutura externa é complexa. Felizmente, Apesar da Predição ser 
difícil e “unreliable” como incertezas de amortecimento é relativamente fácil testar 
experimentalmente então esta parte sistema raramente dá muito trabalho para se 
desenvolver. Um dos primeiros requerimentos é estabelecer se é a própria caixa de 
engrenagens, que é a fonte dominante de ruído ou, mais comumente, se a vibração é 
transmitida para a estrutura principal para gerar o ruído. A transmissão para a estrutura é 
muito afetada pelos isoladores que estão entre a caixa de engrenagens e a estrutura, 
quando houver. 
Há o risco de ser um grande número de caminhos paralelos para a vibração 
através da estrutura e um número extremamente elevado de ressonâncias, que são tão 
estreitamente acondicionado em frequência que se sobrepõem. Uma abordagem 
estatística de energia, com ênfase na transmissão de energia e as perdas de mais de uma 
faixa de freqüência ampla pode dar uma descrição mais clara do que as idéias 
convencionais de sistemas ressonantes já não são tão relevantes e de transmissão de 
energia tem mais em comum com as idéias de propagação de ondas de tensão . 
 
1.5.- Visão Geral 
 
Uma visão geral da transmissão da vibração é mostrada na figura 1.4. Se inicia 
na combinação de erros de fabricação, erros de “design” e dentes, e deflexão de 
engrenagem para gerar um erro de transmissão. 
O erro de transmissão (TE) é então a fonte da vibração e que impulsiona a 
dinâmica interna das engrenagens para dar às forças de vibração através dos mancais de 
rolamento. Por sua vez estas forças nos mancais rumam para unidades externas as 
vibrações da caixa de engrenagem ou, via isoladores montados, rumam da estrutura 
externa a encontrar “paredes” que funcionam como “auto-falantes” propagando o ruído. 
 
 
1.6.- Associando Ruído com Erro de Transmissão 
 
 
 
 
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 È difícil para técnicos tradicionaisem engrenagens pensarem em termos de 
primitivo, medições de helicoidal e perfil para mudar para idéias de verificação simples 
de flanco, i.e., T.E., especialmente como T.E. não é relevante para o esforço da 
engrenagem. 
 
 
DISTORÇÕES TÉRMICAS 
Distorção Pinhão→ ↓ ← Distorção Coroa 
Deflexão caixa de engrenagem → ↓ ← Precisão da Caixa de engrenagem 
Movimento do Pinhão → ↓ ← Movimento da Coroa 
Deflexão do dente do Pinhão → ↓ ← Deflexão do dente da Coroa 
Precisão do perfil do pinhão→ ↓ ← Precisão do perfil da Coroa 
Precisão do passo do Pinhão → ↓ ← Precisão do passo da Coroa 
Precisão da hélice do Pinhão → ↓ ← Precisão da hélice da Coroa 
ERRO DE 
TRANSMISSÃO 
 
↓ 
 
 Massa das Rigidez Amortecimento 
Engrenagens dos Suportes Combinado 
↓ 
Respostas Internas Dinâmicas 
↓ 
FORÇAS MANCAIS 
↓ 
Massas Rigidez Amortecimento 
da Carcaça da Carcaça da Carcaça 
↓ 
VIBRAÇÕES PÉ DA CARCAÇA 
↓ 
Sistema Antivibração montado 
↓ 
VIBRAÇÃO TRANSMITIDA P/ ESTRUTURA 
↓ 
Som Irradiado para as peredes 
↓ 
RUÍDO 
 
Fig. 3 VISÃO DO NÍVEL GLOBAL 
 
 
 
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ONDE MEDIR, COMO MEDIR AS VIBRAÇÕES 
 
Instrumentação e Softwares: 
 
No mercado existe a disponibilidade de uma gama muito grande de equipamentos de 
medição e monitoramento de vibração, desde pequenos equipamentos de medição de 
nível global a equipamentos de monitoramento e análise on-line de quantidades quase 
que ilimitada de canais de monitoramento. Cada sistema possui sua aplicabilidade e 
suas limitações, e cada um deles pode oferecer ao usuário ótimos resultados de acordo 
com o esclarecimento que este tem sobre o equipamento, sobre o aparelho de medição e 
sobre a metodologia de manutenção utilizada. 
 
Para avaliação de redutores de velocidade, a norma ANSI-AGMA6000 - B96 faz a 
seguintes indicações: 
 A vibração deve ser medida com qualquer transdutor e instrumento que possua 
precisão conhecida e saída proporcional linear de aceleração, velocidade, ou 
deslocamento dentro de uma faixa de frequência conhecida. O tipo e uso de sistemas de 
instrumentação de vibração devem estar em conformidade com as seções aplicáveis das 
normas ANSI-S2.2, ANSI-S2.4, ANSI-S2.10, ANSI-Z24.21 e ISSO 2954. CUIDADO: 
A instrumentação pode indicar um nível irreal de vibração de acordo com suas 
limitações de resposta, ressonância do tipo de montagem de sensor e campos elétricos 
ou magnéticos. 
 
Transdutores: 
 O tipo de sensor para medição de vibração deve ser adaptável ao método de 
medição, e este deve ser utilizado dentro de seus limites de calibração. A calibração do 
sensor deve ser válida para o método de fixação utilizado. 
 
 Sensores de Carcaça: 
O tipo de sensor recomendado para medição de vibração de carcaça é sensor de 
contato, a ser utilizado em conformidade com as recomendações do fabricante. O 
método de fixação pode afetar a resposta de frequência do sensor. A recomendação é 
que utilize sensores fixados através de parafusos, rebites, grampo ou colas. Contudo 
fixações magnéticas são aceitáveis até a faixa de 3000 Hz para sensores leves. 
 
Sensores de eixo: 
Todos os transdutores são aceitáveis desde que os limites do fabricante não 
sejam ultrapassados. O tipo de sensor recomendável para medição de vibração de eixos 
é o sensor sem contato que mede a vibração relativa entre o eixo e a carcaça do mancal. 
Dependendo da instrumentação um sensor sem contato pode ser utilizado em 
frequências de até 10.000 Hz. Aplicações típicas de sensores de vibração de eixo de 
contato são limitadas em um range de 10 – 120 Hz e a velocidade da superfície de atrito 
inferior a 30.5 m/s. 
 
 
 
 
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Mancais de Rolamentos 
 
Assim como a maioria das máquinas rotativas analisadas hoje pela técnica de análise de 
vibrações, a maioria dos mancais de redutores é de rolamento, os quais podem variar o 
tipo, dependendo do esforço ao qual o mesmo é submetido, podendo ser rolamentos 
auto-compensadores, de esfera, escora axial, rolamentos tipo Capa e Cone, entre outros. 
Este tipo de mancal, por possuir pouco amortecimento, permite uma análise de vibração 
mais precisa, permitindo inclusive que se detectem falhas em cada um dos elementos do 
rolamento, tais como pistas de rolamento, elementos girantes ou gaiolas. Estes tipos de 
mancais, no caso de redutores, possuem como sensor de vibração mais indicado o 
acelerômetro, uma vez que este coleta informações de vibração de carcaça. Deve-se, no 
entanto, sempre ser verificado o sistema de fixação do sensor na máquina de acordo 
com a faixa de frequência a ser medida. 
 
Mancais Hidrodinâmicos 
Algumas máquinas de alta rotação possuem mancais hidrodinâmicos, ou de 
escorregamento, onde a maneira mais adequada de avaliação de vibração é realizando a 
coleta diretamente no eixo do rotor através de sensores 
indutivos sem contato ou próxímetros. A instalação 
destes sensores no entanto, exige um excelente 
acabamento da superfície de leitura dos sensores 
(runout), sendo que para grande maioria de aplicações 
destes sensores a instalação dos mesmos são realizadas 
pelo próprio fabricante do equipamento. Médias e 
grandes turbo-máquinas possuem sistemas de 
monitoramento e proteção por excesso de vibração, 
onde sensores indutivos trabalham em conjunto com 
sistemas computadorizados dedicados para este fim. 
Estes sistemas, fabricados geralmente por Bently 
Nevada, SKF, Rockwell, CSI, etc, já contam com 
saídas “bufferizadas” do sinal cru do sensor. Para estas 
aplicações, é possível realizar coleta de vibração 
diretamente dos sensores de proximidade ou 
proxímetros, com o coletor de vibração portátil, apenas 
configurando o mesmo para esta aplicação. 
 
Em caso de equipamentos que possuem 2 sensores radiais, posicionados a 90° um em 
relação ao outro, podemos utilizar um coletor de vibração de 2 canais, possibilitando 
assim a geração da órbita de movimentação do eixo em funcionamento. Várias análises 
podem ser realizadas através da órbita do eixo. 
 
 
 
 
 
 
Medição local em sistema de 
monitoramento 
 
 
 
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001 - TURBINA GAS 01
MTG-3001 - X2D vs Y2E
Orbit Display 
 19-mar-10 11:40:18 
 P-PX= 44.37 
 P-PY= 35.55 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 9372. (156.20 Hz) 
-30 -20 -10 0 10 20 30
-30
-20
-10
0
10
20
30
X2D in Microns
Y
2E
 in
 M
ic
ro
n
s
 
Sinal Puro de órbita em Eixo de Turbina com sensores proxímetros instalados 
 
 
 
Máquinas de mancais de escorregamento possuem ótima resposta de vibração em 
sensores de eixos, porém para caixas de engrenagem é importante que se realize 
medições de carcaçaatravés de sensores de vibração do tipo acelerômetro, de 
preferência utilizando-se de fixação mecânica através de parafusos prisioneiros para 
frequências acima de 3000Hz. Este tipo de medição, em posicionamento adequado 
permite que se avalie com melhores condições de coleta de dados a qualidade do 
engrenamento do redutor. As frequências de engrenamento em redutores turbo ocorrem 
em faixas de 2 a 5 kHz, sendo esta faixa indicada para a coleta de vibração através de 
sensores de aceleração. Os sensores de proximidade em alguns casos podem não 
possuir a sensibilidade necessária para coleta de vibrações a esta frequência. 
 
Medição vibrações em eixos 
SegundoNorma ANSI / AGMA 6000-B96, as seguintes considerações são realizadas 
para medição de vibrações em eixos: 
 
Sensores de vibração de eixo devem se localizar o mais próximo possível do 
mancal e sensores sem contato devem ser fixados em uma seção rígida da carcaça. A 
vibração do eixo deve ser medida no plano perpendicular ao eixo rotacional, 
preferencialmente em dois eixos em ângulo reto. Preferencialmente, o runout elétrico e 
mecânico não deve exceder 25% do da vibração tolerável ou 6 µm, o que for maior. O 
sensor não deve se localizar em locais do eixo que possua chaveta, estrias ou qualquer 
outra descontinuidade do eixo. O Runout elétrico ou mecânico do eixo deve ser 
subtraído do valor de vibração medido, obtendo assim a vibração real do eixo. 
 
 
 
 
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Medição de eixos – Sensores instalados pelo Fabricante do Redutor a 90° e em direção 
ortogonal ao eixo 
 
 
Medição vibrações em carcaça 
 
Assim como a medição de vibração de eixos em mancais de escorregamento é muito 
importante para uma boa avaliação de instalação e estabilidade de mancal, a medição de 
carcaça em redutores de velocidade é essencial para avaliar a condição do 
engrenamento. Sensores de aceleração são mais adequados para os sinais dinâmicos 
gerados pelo trabalho dos dentes de um engrenamento. Em redutores onde há mancais 
hidrodinâmicos, o mais indicado é que se utilize ambas medições, tanto no eixo como 
na carcaça do redutor. 
 
SegundoNorma ANSI / AGMA 6000-B96, as seguintes considerações são realizadas 
para medição de vibrações de carcaça: 
 
Vibração de carcaça deve ser medida em seções rígidas da carcaça ou em blocos de 
mancais. Medições não devem ser realizadas em seções da carcaça relativamente 
flexíveis tais como coberturas ou paredes laterais da carcaça. Medições devem ser 
realizadas nas três direções ortogonais, uma axial e outras duas ortogonais à direção do 
eixo de rotação da engrenagem, preferencialmente horizontal e vertical. É 
recomendável que as medições sejam realizadas em cada mancal acessível externamente 
no redutor. Se um bloco de mancal é inacessível, deve ser utilizado o ponto mais 
próximo do mancal. 
 
 
CUIDADOS NA ESCOLHA DO PONTO DE MEDIÇÃO 
 
Uma avaliação na construção dos equipamentos é sempre muito importante para 
verificarmos os pontos de coleta de vibração. Para garantirmos que o ponto de medição 
é adequado ou não, temos que avaliar a máquina aberta ou o desenho da mesma, 
verificando se o ponto de medição adotado é o mais próximo do mancal possível ou se 
 
 
 
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para este ponto a rigidez da carcaça é satisfatória pra a transmissão dos sinais de 
esforços no mancal. 
Abaixo temos um exemplo em que no mancal do turbo-redutor há uma cavidade entre o 
mancal e parede externa, onde o sinal dinâmico axial nos pontos em vermelho terão o 
sinal atenuado pela maior flexibilidade da carcaça nesta direção e posição. Já nos 
pontos indicados por verde, a carcaça se encontra mais rígida, possuindo informações 
mais representativas do mancal. 
 
 
 
Necessidade de se estudar a máquina antes de definir os pontos de medição. 
 
 
 
Mancais de difícil acesso para medição de rolamento 
Melhor 
Pior (zona de 
baixa rigidez axial) 
Melhor 
Pior (zona de 
baixa rigidez axial) 
 
 
 
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Pontos sem possibilidade de medição – Foram instalados sensores internos. 
 
Configuração da coleta de vibração 
 
Tão importante quanto o equipamento que se utilizará na realização da coleta de dados , 
é a configuração dos pontos de medição, os quais devem possuir limites de frequência, 
definição do espectro e filtros adequados a cada ponto de coleta do equipamento. 
Criação de bandas de frequências e níveis de alarmes adequados é também uma maneira 
de se realizar um monitoramento mais preciso e confiável do equipamento. 
 
Assim como qualquer outro equipamento, um redutor de velocidades possui seus 
componentes, os quais geram frequências características e particulares, que em geral 
estão relacionadas às rotações dos eixos, os números de dentes das Engrenagens e aos 
mancais aplicados. Desta maneira, antes de iniciar-se o processo de cadastro do 
equipamento no Software de gerenciamento dos dados de vibração, é necessário que se 
conheça as seguintes informações do redutor: 
 
- Tipo de redutor: 
o Paralelo simples; 
o Paralelo planetários; 
o Eixos ortogonais; 
o Configuração mista; 
- Número de estágios; 
- Número de dentes de cada pinhão e engrenagem; 
- Tipo de mancal utilizados: 
o Rolamentos 
o Mancais hidrodinâmico 
o Híbrido (rolamento e hidrodinâmico) 
o Bucha 
- Modelo de cada rolamento 
 
 
 
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- Posição dos mancais (se possível um desenho em corte para verificar se há 
mancais internos não acessíveis) 
- Tipo de engrenamento: 
o Dentes retos; 
o Helicoidais simples; 
o Bi-helicoidais; 
o Espinha de peixe; 
o Par cônico; 
o Hipóide; 
- Tipo de Base: 
o Concreto; 
o Base metálica; 
o Eixo montado; 
- Lubrificação 
o Forçada; 
o Salpico; 
o Graxa; 
o Poço seco; 
o Névoa; 
o Chuveiro; 
- Acoplamentos utilizados na entrada e saída. 
- Carga: 
o Constante; 
o Variável; 
o Direção da carga; 
o Esforços gerados pela carga; 
- Rotação de entrada (valor nominal e se é variável ou constante) 
 
Apesar de todas as informações acima indicadas serem importantes para a avaliação do 
equipamento, as informações mais importantes são a Rotação de entrada ou saída, os 
números de dentes das engrenagens, o tipo e modelo de mancal utilizado e o tipo de 
engrenamento. Sem estas informações básicas fica bastantelimitada a capacidade de 
análise do redutor. 
 
Com os dados do equipamento em mãos, é necessária uma avaliação do equipamento 
para a definição dos pontos de medição que serão adotados. Segundo norma ANSI-
AGMA 6000-B96, é indicado que se coleta a vibração em todos os mancais, nas três 
direções, horizontal, vertical e axialmente ao eixo medido. Em alguns casos é possível 
que não haja como coletar a vibração em todas as direções em cada mancal, porém é 
extremamente importante que se realize a coleta de vibração em uma posição radial e 
uma axial ao eixo. Se for conhecida a direção da carga no mancal, é interessante que se 
colete o dado de vibração na mesma. Em casos de mancais internos,é necessário que se 
conheça o ponto na estrutura que mais se aproxime do mancal e que possua a maior 
rigidez na direção de medição em relação ao mancal interno. Esta informação somente 
será conhecida através de desenho ou observação do redutor aberto. 
 
 
 
 
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Após as definições de pontos de medições é necessário configurar os parâmetros de 
coleta tais como: 
 
- Grandeza medida (velocidade, aceleração ou deslocamento); 
- Rotação do ponto; 
- Frequência máxima; 
- Frequência mínima; 
- Número de linhas; 
- Tempo de coleta da forma de onda; 
- Ferramentas de avaliação de rolamento (filtros de envelopamento) 
- Bandas de frequência; 
- Limites de alarme; 
- Etc. 
 
A maior parte das informações são indiretas, tiradas das características do equipamento, 
porém é necessário que se garanta a correta configurações de alguns parâmetros para 
que se garanta que todas as informações necessárias para um boa análise sejam 
coletadas, sndo estas: 
 
Fmáx: Este parâmetro deve possuir valor maior do que 4 x GMF (frequência de 
engrenamento). Isso porque para a avaliação da condição do engrenamento, muitas 
vezes é necessário se comparar as 4 harmônicas em suas amplitudes e comportamento. 
Fmín: Esta deve ser o suficientemente pequeno para que se colete a menor frequência 
de falha do mancal, seja esta a Frequência de falha de gaiola ou ainda a frequência de 
instabilidade de óleo de mancais. 
 
Número de Linhas: Deve ser o suficiente para permitir que se colete e permita-se 
distinguir possíveis bandas laterais nos engrenamentos. No geral é interessante que se 
tenha pelo menos 1 linha por Hz no espectro, o que para uma Fmáx de 3000 Hz, o 
interessante seria utilizar 3200 linhas de resolução. Caso não seja possível, é possível 
se coletar espectros com menos resolução, sendo que em casos de necessidade de 
avaliação de uma região do espectro, seja coletado um dado em zoom na região de 
interesse. 
 
Tempo de coleta de Forma de onda 
Em engrenamentos é muito importante a coleta da forma de onda do sinal a ser 
analisado, principalmente para eixos intermediários e de baixa rotação. Esta informação 
permite distinguir os diferentes tipos de falha que podem aparecer de uma mesma 
maneira no espectro de vibrações, como por exemplo, um desbalanceamento de um 
dente quebrado. Desta maneira, a forma de onda coletada precisa conter as informações 
necessárias para a sua análise, ou seja, ela deve ter a duração mínima para que se 
possibilite verificar a repetição de uma falha em pelo menos 3 revoluções do eixo da 
maior engrenagem do par. Em altas rotações esta é uma preocupação quase que 
desnecessária, mas nos eixos de rotações mais baixas este detalhe é essencial para a 
analise. 
Para garantir que a forma de onda terá o tempo necessário, vale a simples relação 
abaixo, onde temos que nos atentar para garantir que poderemos sempre avaliar 3 voltas 
 
 
 
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da Engrenagem de maior número de dentes do par analisado, ou seja da Coroa, mesmo 
quando o ponto de medição é no eixo do pinhão, isso para avaliarmos modulações que 
podem ocorrer devido a defeitos na coroa. 
 
Máx
L
c
F
N
T = 
Onde: 
Tc=Tempo de coleta de cada média; 
NL=Número de linhas do espectro; 
FMáx = Frequência máxima do espectro. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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CUIDADOS COM BAIXA ROTAÇÃO, ONDE E COMO 
MEDIR POR FORMA DE ONDA. 
 
As análises de vibração nos dias de hoje, em sua grande maioria, restringe-se 
muito às limitações das informações disponíveis no espectro de frequências. Dados 
ricos de informações do comportamento dinâmico do equipamento estão disponíveis na 
forma de onda da vibração e muitas das vezes são negligenciados. No mínimo, 
informações das formas de onda podem servir para auxiliar a análise ou comprovar 
alguma suspeita de falha que não tenha ficado nítida no espectro de vibrações. 
 
Em redutores de velocidade, a análise de forma de onda pode ser fundamental 
para a detecção de falhas em rolamentos e em engrenamentos, principalmente para 
eixos intermediários e de baixa rotação. Em frequências muito baixas, abaixo de 40 
rpm, falhas de rolamentos podem ser observadas apenas por análise de formas de onda, 
enquanto para rotações baixas, de 40 a 300 RPM, a forma de onda é importante para o 
auxílio na confirmação do diagnóstico. 
Um dente quebrado pode aparecer em um espectro de vibrações da mesma maneira 
como um desbalanceamento, porém a forma de onda com impactos no período da 
revolução da engrenagem defeituosa indica o dente quebrado. 
 
Para que uma forma de onda seja útil para análise da máquina em questão, a 
mesma deve possuir informação suficiente para isso, ou seja, a mesma deve possuir 
precisão e tempo de amostragem suficiente para a definição da falha e sua repetibilidade 
no tempo. Para isso, o tempo de coleta deve ser maior do que três vezes o período de 
revolução da engrenagem (coroa) do para analisado, mesmo analisando-se o eixo do 
pinhão. O tempo de coleta de uma amostra de vibração é proporcional à Razão entre o 
número de linhas e a frequência máxima do espectro coletado, conforme segue: 
 
Máx
L
c
F
N
T = 
 
Forma de onda de um sinal pode ser avaliado de diferentes maneiras e através de 
representações que possam evidenciar as possíveis falhas que se desejam avaliar. Dois 
exemplos são a forma de onda polar que permite verificar o comportamento de algo que 
ocorra no período de uma revolução do eixo. 
No caso de engrenagens esta técnica de visualização pode ser muito útil para avaliar 
individualmente os pulsos de engrenamento gerado em cada encontro dos dentes, 
conforme o gráfico P.1 abaixo. 
 
Mancais hidrodinâmicos podem ser bem avaiados também através de técnicas de 
análise de órbita ou forma de onda polar em alguns casos. No gráfico O.1 temos a 
representação de uma órbita de vibração de eixo de redutor com mancais de 
deslizamento. As formas deonda foram coletadas através de sensores de proximidade, 
simultaneamente através de coletor de dois canais. No outro gráfico, no mesmo redutor, 
vemos um defeito de runout detectado pela forma de onda e evidenciado na forma de 
onda polar P.2. 
 
 
 
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PTI – POWER TRANSMISSIONS INDUSTRIES Av. João B. S. de Queiroz Jr, 436 – sala 2 – Jd. das Industrias 
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DT - Acionamento DT
DT 3123 -G2H Shaft 01 Outboard Horizontal
Route Waveform 
 21-fev-10 12:58:42 
 PK = .4992 
 LOAD = 100.0 
 RPM = 1793. 
 RPS = 29.88 
 PK(+) = .6691 
 PK(-) = .6721 
 CRESTF= 1.90 
0 
180
90 270
-0.8
-0.4
0 
0.4
0.8
Revolution Number: .0 - 9.4
A
cc
el
er
at
io
n
 in
 G
-s
 
P.1: Forma de onda em representação polar e filtrada para evidenciar a qualidade do 
engrenamento 
 
 
P.2 Forma de onda polar evidenciando um defeito na pista de runout do eixo 
 
 
 
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O.1: Formas de onda representadas em formato de órbita 
LIMITES DE VIBRAÇÃO SEGUNDO NORMAS 
 
Existem várias normas que indicam níveis de vibrações para equipamentos 
industriais de diversos portes e aplicações. O redutor de velocidade, foco deste trabalho 
em muitas das ocasiões está aplicado em diversos tipos diferentes de equipamentos, seja 
este de acionamento ou o equipamento acionado. Em todas as aplicações, devemos 
sempre nos lembrar que o redutor de velocidades possui suas características construtivas 
e dinâmicas particulares, o que gera a necessidade de um tratamento diferenciado e 
dedicado para uma boa análise e avaliação por técnicas preditivas, sejam estas análise 
de vibrações, Análise de Ruídos, análise Termográfica e Análise de Óleo. 
 
Alguns fabricantes indicam valores de vibrações para os quais seus equipamentos 
operam, com objetivo informativo. Esta informação é muito útil para uma avaliação da 
condição do equipamento em um momento de comissionamento. Contudo para análise 
de quaisquer tipos de redutores de velocidade, é indicado que se consulte alguma 
referencia normativa que se enquadre para o equipamento em avaliação. A norma 
ANSI-AGMA 6000-B96 – “ESPECIFICAÇÃO PARA MEDIÇÃO LINEAR DE 
VIBRAÇÕES EM ENGRENAGENS” - é a única norma de vibração de engrenagens 
que indica limites de vibrações em sinais filtrados, ou seja, é a única norma que indica 
valores de amplitudes de vibrações que ocorrem na Frequência de Engrenamento. 
 
Norma ANSI-AGMA 6000-B96 
 
A norma ANSI-AGMA 6000-B96 apresenta métodos de medição de vibração em tentes 
de fábrica, em condições estáveis de operação de sinais filtrados (FFT) de vibração de 
Unidades de engrenamento. Esta norma não fornece valores de vibração para sinais não 
filtrados (níveis globais). 
 
 
 
 
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Níveis de vibração para testes em campo podem ser adversamente afetados por fatores 
que fogem da responsabilidade do fabricante do redutor de velocidades, portanto, o 
fabricante não pode se responsabilizar por níveis elevados de vibração resultantes de 
influências do ambiente ou do sistema em instalações no campo. 
 
 Esta Norma divide em duas classes os níveis de vibração indicados, sendo uma delas 
denominada “Classe A” e a outra “Classe B”, onde o que diferencia uma da outra é a 
velocidade tangencial do diâmetro primitivo das engrenagens avaliadas, sendo: 
 
- Classe A: Velocidade do Diâmetro Primitivo ≤ 25,4 m/s; 
- Classe B: Velocidade do Diâmetro Primitivo > 25,4 m/s. 
 
A norma em questão diferente de normas como a ISO 10816, não indica quais são 
os valores considerados adequados para cada tamanho ou classe de equipamentos, o que 
ela indica é um limite de amplitude de vibração na frequência de engrenamento em 
função da frequência em que este ocorre. A norma utiliza-se do critério indicado 
também na ISO 10816 e outras, de que deve ser observado alterações nas amplitudes e 
comportamento da vibração ao longo de sua vida útil. 
Os níveis máximos de vibração recomendáveis para medições de carcaça em 
termos de deslocamento, velocidade e aceleração são dados nas figuras de 1 a 3 abaixo. 
Cada uma destas características estão plotadas em função da freqüência. É importante, 
portanto, notar que apenas dados de medições filtrados podem ser utilizados nestas 
figuras. Além do mais, vários componentes de vibração a diferentes frequências podem 
ocorrer ao mesmo tempo, cada uma delas em limites permitidos para a respectiva 
frequência, conforme determinado pelas curvas, é necessário utilizar-se de equipamento 
capaz de realizar a análise de frequência (FFT) para este propósito. Deve ser tomado 
cuidado de que o equipamento pode realizar esta conversão para que seja legítima a 
comparação com as figuras. 
 
 
 
 
 
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Figura 1: Níveis aceitáveis de vibração em deslocamento pico-a-pico em µm. 
 
 
Figura 02: Níveis máximos aceitáveis de vibração em velocidade em mm/s Pico 
 
 
 
 
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Figura 03: Níveis máximos de vibração aceitáveis em aceleração Pico em m/s² 
 
NORMA ISO 8579 
 
No anexo B da Norma ANSI AGMA 600-B96, há a referência da norma ISO 8579, 
parte 2 onde esta apresenta critérios para definição de níveis de vibração em velocidade 
em mm/s RMS. 
A norma sugere um critério de classificação da engrenagem de acordo com os níveis de 
vibração detectados em testes. Estas classes podem servir como uma linha de referência 
para o acompanhamento do redutor ao longo de sua vida útil, ou, de acordo com níveis 
acordados entre cliente e fornecedor do redutor, servir como valores limites para 
testes de aceitação. 
No Gráfico C.1 e C.2 estão plotados características de vibrações em função da 
frequência. É muito importante ressaltar que para traçar estar curvas foram utilizados 
dados filtrados de medição, ou seja, amplitudes na frequência de engrenamento. Deve 
ser utilizado equipamento com capacidade de indicar os níveis de vibração em função 
da frequência (FFT)para uma legítima comparação com as figuras C1 e C2 abaixo. 
 
Nível Global 
Caso não seja possível a avaliação da amplitude de vibração na frequência de 
engrenamento, um ou ambos os seguintes métodos podem ser utilizados para incicação 
de aceitabilidade: 
 
 
 
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- O resultado do teste é aceitável se o valor nominal não filtrado em velocidade, 
coletado em carcaça não exceder o valor máximo da classificação em velocidade 
no gráfico C.2 
- O deslocamento nominal não filtrado é tirado da figura C.1 utilizando a 
frequência de rotação do eixo como frequência discreta da classificação. 
 
 
Classificação Mara medição de deslocamento de eixos 
Valores de medições de deslocamento de eixo deve ser classificado utilizando-se 
o gráfico C.1. A classificação do eixo da engrenagem deve ser baseado na menor linha 
que abrange todos os valores de deslocamento medidos. A classificação de um redutor 
particular deve ser dado pela maior classificação verificada em todos os eixos medidos. 
 
 
Classificação de medições de carcaça 
 
 Valores em RMS para medições de velocidade realizadas em carcaças de 
redutores devem ser classificados de acordo com o gráfico C.2. A classificação de uma 
certa posição deve ser baseada na menor linha que cobre totalmente seu espectro de 
vibração. A classificação de um redutor deve ser dada pela mais elevada das 
classificações de todos os pontos de medição do redutor. 
 
 
 
C.1: Classes de vibração para medições de deslocamento em eixos 
 
 
 
 
 
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C.2: Classificação em velocidade RMS para medições de carcaça 
 
 
 
 
 
 
Classificação Subjetiva 
 
Uma avaliação subjetiva para a classificação de um teste de aceitação de 
vibração realizada na fábrica do fabricante é indicada no anexo D da norma ISO 8579-2. 
Este anexo deve ser utilizado apenas como um guia geral para aplicações típicas de 
redutores de velocidade. 
A vibração de um redutor fabricado adequadamente irá variar de acordo com seu 
projeto partícula, tamanho e aplicação. O que pode ser perfeitamente aceitável para um 
redutor grande de baixa rotação de acionamento de moinho pode não ser adequado para 
um redutor de precisão de alta velocidade ou acionamento marítimo. O que pode ser 
aceitável para um redutor de precisão de alta velocidade pode ser injustificavelmete caro 
para um redutor de acionamento de moinho. Cuidado, no entanto, deve ser tomado 
quando for aplicar uma dada classificação como critério de aceitação. 
O gráfico C.3 fornece níveis subjetivos de vibração para aplicações típicas de engrenagens 
dispostas na tabela B.1 
 
 
 
 
 
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Tabela B.1 
 
 
C.3: Gráfico de classificações subjetivas- norma ISO 8579 
 
 
CASOS PRÁTICOS DE DIAGNÓSTICOS 
 
Caso 01: Defeito de Runout: 
 
Em um redutor de aplicação em co-geração de energia com turbina a vapor e 
gerador elétrico, foi detectado um nível elevado de vibração do mancal do redutor, lado 
oposto ao acoplado do eixo de saída(75µm –pk-pk). A vibração estava sendo 
monitorada por um sistema de monitoramento e proteção da Bently Nevada, que utiliza-
se de dois sensores de proximidade por mancal do grupo turbo-gerador. O 
comportamento se mostrava estável independente da condição de carga do conjunto. Os 
demais pontos do conjunto mostravam-se em valores normais. As temperaturas 
registradas não apresentaram alterações nos pontos de alta vibração. 
 
 
 
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A tabela 01 abaixo representa os dados dos engrenamentos e as rotações dos 
eixos, considerando-se a rotação do eixo de entrada de 6503 rpm: 
 
Eixo Nº de dentes Rotação em Hz 
Rotação em 
RPM 
1-Entrada 31 108,4 6503 
2-Saída 112 30 1800 
Tabela 01: Dados do Redutor 
 
Foi realizada inspeção de vibração com aparelho portátil, utilizando sensor 
acelerômetro de carcaça e também o sensor de proximidade instalado no mancal. O 
sensor de carcaça não detectou qualquer nível elevado de vibração. Através da 
medição com o sensor de proximidade do próprio sistema de monitoramento, verificou-
se na forma-de-onda o defeito na pista de leitura de vibração, runout, do eixo. Para 
confirmação do diagnóstico, foram utilizadas duas outras técnicas de análise de forma 
de onda, onde pode-se observar claramente o defeito. 
 
004 - CP 10276-10
TRF 67 -3Y Shaft 02 Inboard Y
Route Waveform 
 10-nov-09 19:03:56 
 P-P = 22.12 
 CARGA = 80.0 
 RPM = 5402. (90.03 Hz) 
 PK(+) = 11.87 
 PK(-) = 55.82 
 CRESTF= 7.14 
0 10 20 30 40 50 60 70 80
-60
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
20
Time in mSecs
D
is
p
la
ce
m
en
t 
in
 M
ic
ro
n
s
Time: 
Ampl: 
Dtim: 
Freq: 
 45.66
 -55.38
 33.32
 30.01
Marca no Eixo de aproximadamente 55 microns
 
Forma de onda indicando o problema de run-out 
 
 
 
 
 
 
Na forma de onda em formato de órbita que segue, pode ser observado os picos 
de leitura ocorridos no momento em que o ponto de falha passa pelos sensores 
localizados no mancal em 90° um em relação ao outro. 
 
 
 
 
 
 
 
Vibração 
do eixo 
V
ib
ra
çã
o 
li
da
 p
el
os
 s
en
so
re
s 
 
 
 
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004 - CP 10276-10
TRF 67 - 3X vs 3Y
Orbit Display 
 22-mar-10 14:09:29 
 P-PX= 26.55 
 P-PY= 24.00 
 CARGA = 100.0 
 RPM = 5806. (96.76 Hz) 
-50 -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50
-50
-40
-30
-20
-10
0
10
20
30
40
50
3X in Microns
3Y
 i
n
 M
ic
ro
n
s
 
Órbita evidenciando o ponto com falha nos momentos de passagem pelos 
sensoresa 90° um do outro. 
 
 
Uma última visualização que permite evidenciar a falha é a forma de onda polar de um 
único sensor de proximidade, que mostra a região de falha com grande clareza. 
 
004 - CP 10276-10
TRF 67 -3Y Shaft 02 Inboard Y
Analyze Waveform 
 22-mar-10 14:09:29 
 P-P = 28.47 
 CARGA = 100.0RPM = 1800. 
 RPS = 30.00 
 PK(+) = 18.13 
 PK(-) = 54.82 
 CRESTF= 5.45 
0 
180
27090 
-80
-40
0
40
80
Revolution Number: .0 - 24.0
D
is
p
la
ce
m
en
t 
in
 M
ic
ro
n
s
 
Forma de onda polar evidenciando o defeito na pista de runout. 
 
 
Imperfeição no Run-out 
registrada a cada passagem do 
ponto por cada um dos 
sensores 
 
 
 
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Caso 02: Ressonância de Carcaça 
Este caso trata-se de um equipamento realizado sob encomenda, que em teste de fábrica 
apresentou elevado ruído. A equipe de confiabilidade de planta foi acionada para 
avaliação do problema. Foi verificado que a vibração de carcaça dos mancais 
apresentavam níveis normais e que partes da carcaça do redutor apresentavam elevada 
vibração. Outro detalhe importante é que a vibração e ruído ocorriam apenas em 
determinada faixa de rotação. 
DESCRIÇÃO DO EQUIPAMENTO: 
 
 
Fig. 01: vista frontal (lado de entrada) e isométrica do redutor contendo os pontos de coleta 
 
A tabela 03 abaixo representa os dados dos engrenamentos e as rotações dos eixos de 1 
a 3, considerando-se a rotação do eixo de entrada de 560 rpm: 
 
Eixo Nº de dentes Rotação em Hz 
Rotação em 
RPM 
1-Entrada 64 9,33 560 
2 73 /26 1,18 491 
3 26 5,9 491 
Tabela 03: Dados do Redutor 
Pontos de medição 
Para cada eixo do equipamento, foram coletadas vibrações em dois pontos e nas 3 
direções ortogonais, horizontal, vertical e axial, com exceções de pontos onde não se 
possuía acesso ou dados representativos. A figura abaixo identifica cada ponto de 
medição, sendo que para cada um destes pontos, as coletas são realizadas nas três 
direções, horizontal, vertical e axial, onde cada ponto é identificado conforme a tabela 
04 abaixo. 
 G1H 
 G1P 
 G1V 
 G1A 
 G2H 
 G2P 
 G2V 
Eixo 01 do Redutor 
Ponto G1: LA 
Ponto G2 LOA 
 G2A 
2 
4 
3 
5
1
 
 
 
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 G3P 
 G3V 
 G3A 
 G4P 
 G4V 
Eixo 02 do Redutor 
Ponto G3: LA 
Ponto G4: LOA 
 G4A 
 G5P 
 G5V 
 G5A 
 G6P 
 G6V 
Eixos 03 e 04 do Redutor 
Ponto G5: LOA 
 
 G6A 
Tabela 04: Pontos de medição do redutor 
 
Os pontos de coleta dos mancais do eixo inferior de saída são os mesmo de coleta do 
eixo superior, devido sua proximidade. As coletas nos pontos horizontais e axiais para 
o mancal de saída foram realizados na região central entre os dois mancais. 
 
ANÁLISE DE VIBRAÇÃO – 1º Teste 
Para o equipamento analisado, verificou-se prioritariamente, dentro de outras 
importantes características, o comportamento dos seus componentes de engrenamento e 
condições de instalação do conjunto, além de verificarmos as condições de 
funcionamento dos rolamentos, como esforços e lubrificação. Para isso, na tabela 02 
abaixo, temos as freqüências para as quais as falhas de engrenagem poderiam aparecer, 
considerando-se a freqüência de rotação de entrada no momento da coleta dos dados de 
9,33 Hz. 
 
Freqüências dos Engrenamentos Hz 
Eixo 01/02 Eixo 02 /03 
597,33 212.7 
Tabela 02: Freqüências de engrenamento e falha dos rolamentos 
Análises dos Dados – 1º Teste 
Foram coletados os dados de vibração para todos os pontos indicados na tabela 04, 
adquirindo espectros e forma de onda. Devido a parametrização do processo do cliente 
utilizar duas velocidades, os testes foram realizados duas diferentes rotações, sendo 
estas 280 e 560 rpm. 
Os espectros 01 e 02 abaixo indicam o sinal coletado com 280 e 560 rpm 
respectivamente no mancal do eixo de entrada, Lado de saída. Estes são os maiores 
picos de engrenamento registrados neste equipamento, indicando o baixíssimo nível de 
vibração gerado pelo engrenamento. O mesmo não possui qualquer característica de 
falha de engrenamento ou ajustes de folgas irregulares. Os espectros 3 e 4 indicam 
presença de harmônicos do engrenamento de saída. O mesmo por ser bi-helicoidal, 
possui grande folga axial que em testes sem carga pode oscilar, gerando harmônicos de 
engrenamento. Contudo neste caso esta característica poderia estar evidenciada devido 
o fenômeno que predomina na região da caixa de pinhões. 
 
 
 
 
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07 - Redutor Laminador CSN
01 -G2V Shaft 01 Outboard Vertical
Label: CSN -2V /REDUTOR
Route Spectrum 
 29-set-09 14:37:12 
OVERALL= .3419 V-DG 
 RMS = .3470 
 CARGA = 90.0 
 RPM = 280. (4.67 Hz) 
0 300 600 900 1200 1500
0 
0.04
0.08
0.12
0.16
0.20
0.24
0.28
Frequency in Hz
R
M
S
 V
el
o
ci
ty
 in
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 298.47
 63.96
 .02167
>PTI 
D=Grmesh(1>2): 298.7 
D D D D D
E
n
g
re
n
am
en
to
 d
e 
en
tr
ad
a
 
Espectro 01: Mancal do eixo de entrada LOA 
 
 07 - Redutor Laminador CSN
01 -G2V Shaft 01 Outboard Vertical
Label: CSN -2V /REDUTOR
Analyze Spectrum 
 29-set-09 15:18:22 
 RMS = .5389 
 CARGA = 90.0 
 RPM = 562. (9.36 Hz) 
0 300 600 900 1200 1500
0 
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
Frequency in Hz
R
M
S
 V
el
o
ci
ty
 in
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 599.06
 64.00
 .02597
>PTI 
D=Grmesh(1>2): 599.0 
D D
E
n
g
re
n
am
en
to
 d
e 
en
tr
ad
a 
56
0 
R
P
M
 
 
Espectro 02: Engrenamento entrada – 560 rpm 
 
 
 
 
 
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07 - Redutor Laminador CSN
01 -G4A Shaft 02 Outboard Axial
Label: CSN -4A /REDUTOR
Route Spectrum 
 29-set-09 14:38:25 
OVERALL= .6784 V-DG 
 RMS = .6811 
 CARGA = 90.0 
 RPM = 245. (4.08 Hz) 
0 300 600 900 1200 1500
0 
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
Frequency in Hz
R
M
S
 V
el
o
ci
ty
 in
 m
m
/S
ec
Freq: 
Ordr: 
Spec: 
 106.28
 26.05
 .234
>PTI 
I=Grmesh(2>3): 106.1 
I I I I I I I I I I
E
n
g
re
n
am
en
to
 d
e 
S
aí
d
a 
- 
P
in
h
õ
es
 -
 2
80
 r
p
m
 
Espectro 03: Engrenamento dos pinhões a 280 rpm na entrada. 
 
 
 
07 - Redutor Laminador CSN
01 -G4A Shaft 02 Outboard