Apostila Vibração, Notas de estudo de Engenharia Mecânica

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TROBRAS/E&P-BC/GELOG/GEOFI/GMAN

CURSO DE VIBRAÇÕES

MACAÉ-RJ

2000

ÍNDICE

Introdução............................................................................................ Pg.

Vibração Convencional.........................................................................Pg.

Frequência Natural............................................................................... Pg.

Avaliação Das Vibrações...................................................................... Pg.

Análise Das Frequências...................................................................... Pg.

Estudo das Fontes Vibratórias.............................................................. Pg.

Rolamentos ......................................................................................... Pg.

Software PRISM 2................................................................................ Pg.

Software PRISM 4................................................................................ Pg.

Microlog CMVA10/CMVA30.............................................................. Pg.

1.Curso de Vibrações para

Mecânicos de Manutenção

1.1 Introdução

Atualmente as industrias de processos têm enfrentado problemas gerais, tais como: redução de custos, aumento do tempo de operação das máquinas e outros problemas diversos inerentes a qualquer unidade produtiva.

Com isso, a busca de técnicas que possibilitam solucionar esses problemas, tornou-se intensa. Uma destas alternativas é a programação de intervenções através do acompanhamento da qualidade de funcionamento das máquinas, conhecidas por Manutenção Preditiva ou Manutenção por Condição.

A manutenção Preditiva diferencia-se da corretiva pelo fato de que a intervenção no equipamento somente ocorrerá a partir do momento em que este apresentar os sinais de falha, enquanto que na manutenção

D. Aumento da confiabilidade operacional - A eliminação de paradas não programadas aumenta a confiabilidade

1.5 Curvas de Tendência

O gráfico que registra os níveis globais registrados ao longo do tempo, chama-se CURVA DE TENDÊNCIA. Através dessa curva, pode-se extrapolar com os resultados obtidos, realizando uma previsão da data de ocorrência de níveis de falha programando-se assim as intervenções com antecedência.

2.1 Grandezas Físicas da

Vibração

As principais grandezas são Amplitude, Freqüência e Fase

2.1.1 Amplitude de Vibração

A AMPLITUDE relaciona-se com a quantidade de energia contida no sinal vibratório mostrando-nos a criticidade e destrutidade dos eventos presentes.

É plotada no “EIXO Y” cartesiano.

Pode ser tomada em Deslocamento, Velocidade e Aceleração e suas curvas de confiabilidade de respostas são:

Podem ser obtidas nos sistemas métrico ou inglês.

AMPLITUDE MÉTRICO^ INGLÊS

Deslocamento microns mils

Velocidade mm/s in/s

Aceleração G * G

• 1,0 G = 9,81 m/s 2

A detecção do sinal pode ser em PICO, RMS OU PICO-A-PICO

As Normas e Recomendações mais utilizadas são:

ISO-2372, VDI-2056 e NBR-10. (ABNT).

2.2 Escolha do Ponto de Medição

Nem todo equipamento de um complexo industrial oferece condições favoráveis para medição e são várias as considerações a serem analisadas para a prévia seleção: Eficiência, Custo, Acesso, Segurança do operador, etc.

ONDE e COMO MEDIR VIBRAÇÃO?

A fonte de excitação de qualquer vibração é a RPM de trabalho, ou seja, a vibração surge quando a máquina é acionada dando movimento aos elementos rotativos.

O “ELO DE LIGAÇÃO” entre as partes rotativas (dinâmicas) e as partes fixas (estáticas) de uma máquina são os seus mancais de apoio dos rotores.

Assim, as vibrações excitadoras irão do rotor para a carcaça passando pelo mancal e suas características são INTERNAS (para as vibrações próprias e elásticas do rotor) e EXTERNAS (carregamento e ressonâncias).

Em preditiva, é fundamental que os procedimentos de medição sejam conservativos, ou seja, tomadas de sinais devem ser feitas sempre no mesmo local e nas mesmas condições técnicas.

Devemos escolher “O PONTO RÍGIDO MAIS PRÓXIMO DA FORÇA DE EXCITAÇÃO”, para que tenhamos a menor influência da “Impedância Mecânica”. Assim, o sinal será tão mais real quanto mais próximo da força de excitação. A “Impedância Mecânica” é a razão de absorção vibratória pela massa por onde o sinal irá “caminhar”. Grande impedância implica em grande atenuação das amplitudes originais.

Para as vibrações de carregamento (cargas rotacionais sem impacto, do tipo desbalanceamento desalinhamento, etc) utilizamos a técnica da Vibração convencional e medimos nas três direções cartesianas:

H = Horizontal V = Vertical A = Axial

Isto nos mostrará as direções mais evidentes das forças de excitação levando- nos ao diagnóstico das fontes.

Sinais de rolamentos e engrenagens devem ser tomados na direção da carga, p.ex. e, para medir o estado de conservação de rolamentos procuramos nos aproximar o máximo possível da “Zona de Carga”.

Para engrenamentos helicoidais procuramos a direção axial e para engrenamentos retos, procuramos as radiais.

Note-se que é fundamental conhecer o projeto da máquina para identificar com precisão a natureza dos esforços.

Após a final definição do ponto de medição, este deve ser marcado com tinta ou fixação de disco acoplador.

2.2.2 Frequência da Vibração

Informa-nos sobre a natureza dos eventos repetitivos.

É plotada no “EIXO X” cartesiano.

Relaciona-se com a rotação fundamental da máquina, de forma proporcional inteira ou fracionada, identificada no espectro com HARMÔNICAS da rotação.

No gráfico (espectro) de freqüências temos, p.ex.:

É a grandeza que define o “RANGE” do espectro, o qual, contém as prováveis freqüências excitadoras da vibração.

Pode ser tomada em:

• CPM - C iclos P or M inuto
• CPS - Hz - C iclos P or S egundo (1 Hz = 60 CPM)

2.2.3 Fase da Vibração

Informa-nos sobre a interação cinética entre os esforços atuantes e a reação física da máquina ou componentes.

Em máquinas rotativas temos o seguinte evento:

Em um ponto de referência da máquina temos a atuação da força num determinado instante “t” e, para toda AÇÃO existe uma REAÇÃO igual e contrária. Contudo, em função da IMPEDÂNCIA MECÂNICA dos sistemas, estamos diante de um amortecimento da força de ação, o

que torna a força de REAÇÃO menor do que a de AÇÃO.

Força de Reação = Força de Ação- Amortecimento

A força de AÇÃO é rotacional e, quando ocorrer a REAÇÃO, o ponto forçante não mais estará no ponto de referência.

Esta DIFERENÇA ANGULAR é chamada de FASE DO MOVIMENTO.

Outro conceito importante de FASE, é quando temos mais de um evento vibratório com amplitudes ou freqüências diferentes entre si.

Dizemos que estas vibrações estão EM FASE, caso os ciclos se iniciem no mesmo angulo, num instante “t”.

3. Frequência Natural

Todo corpo na natureza possui uma freqüência natural própria de sua constituição física.

De uma folha de papel, barra de ferro, aos mais complexos sistemas, todos possuem Frequência Natural própria.

Matematicamente ela é definida como sendo a relação entre a Rigidez (K) e a Massa (M) do corpo/sistema.

Wn = 2F 07 0 F 0D 6 K/M [CPM ou Hz]

A seguir, ilustramos um Sistema Massa- Mola onde estão presentes a Massa “M” , a Força de Excitação “ Fexc” , a constante de Rigidez “K” e a constante de Amortecimento “C”. A correta combinação desses fatores gera a estabilidade dinâmica desejada.

Esta figura pode ser entendida como qualquer parte de máquinas ou seja uma chapa de carcaça, mesa de mancal, eixo, rolamentos e seus componentes, base de concreto, ou ainda, qualquer corpo na natureza.

Os gráficos a seguir, mostram que, quando as freqüências Naturais e de Excitação estão próximas (Wexc /Wn F 04 0 1) , a amplitude tende a infinito, levando à quebra da máquina quando a resistência mecânica é ultrapassada.

Dizemos, então, que o sistema está em

RESSONÂNCIA. 3.1 Ressonância

A RESSONÂNCIA é a interação física e matemática de dois ou mais eventos atuando simultaneamente.

As energias dos eventos manifestando-se em freqüências idênticas ou próximas entre si darão surgimento a excitações não previstas inicialmente nos mais diversos sistemas mecânicos, elétricos ou estruturais.

É objetivo da análise espectral, identificar os vários componentes que podem gerar as interações para assim proceder as modificações necessárias para eliminá-las.

4. Avaliações das

Vibrações

Para todos os pontos de medição, é registrado o nível global de vibração, que representa a composição de várias fontes de vibração. Estes níveis avaliados devem permanecer dentro de faixas admissíveis. A partir de uma tendência de evolução desses níveis de vibração, é feita uma análise de freqüência para identificação da origem do problema.

Os critérios de avaliação das condições de um equipamento estão baseados em normas como ISO 2372, a tabela a seguir, que especificam limites que dependem somente da potência da máquina e do tipo de fundação. Indicações confiáveis das condições de uma máquina é baseada na alteração das medidas relativas, isto é, a especificação de uma espectro de referência, ou nível a acompanhar a sua evolução.

Principal critério da avaliação de máquina rotativa em velocidade RMS é a norma ISO 2372 de 1974.

5. Análise de Freqüências

A análise de freqüências é a ferramenta eficiente para a identificação de defeitos em máquinas.

Como já foi dito, ela é feita, basicamente, pelo ESPECTRO DE FREQUÊNCIAS processado em TEMPO REAL por meio das Transformadas Rápidas de Fourier (FFT).

É fundamental o conhecimento completo do projeto da máquina para que possamos calcular e determinar as freqüências prováveis que estarão presentes no espectro, e assim, definir a Freqüência Máxima do espectro (RANGE), que irá contê-las.

O “FATO GERADOR de vibrações é a RPM DA MÁQUINA” e todas as freqüências do espectro serão proporcionais a esta RPM, apresentando- se inteiras ou fracionadas.

Identificadas as freqüências, a etapa seguinte é saber se as amplitudes correspondentes são críticas.

5.1 Resolução

A exatidão da análise depende da RESOLUÇÃO DO ESPECTRO.

É comum, nos sistemas eletro-mecânicos, encontrarmos várias fontes vibratórias com freqüências muito próximas entre si, p.ex.:

F 1 - Freq. de Desalinhamento .. 7.160 CPM

F 2 - Freqüência Elétrica .......... 7.200 CPM

A diferença F 1 - F 2 = 40 CPM é chamada de Freqüência de Referência - F (^) REF. Os analisadores de espectros operam com o recurso da segmentação do RANGE com um número de divisões opcional o qual, será utilizado caso a caso.

É chamado de “NÚMERO DE LINHAS” As opções SKF, são: 100 -200 - 400 - 800 - 1600 - 3200 - 6400.

Assim, num espectro com o RANGE de 0-60.000 CPM com 400 Linhas não seria possível separar F 1 de F2, do exemplo anterior, pois,

Resolução R (^) RES = FMAX /Nº Linhas < ½ da FREF

R (^) RES = 60.000/400 = 150 CPM/divisão > 40 CPM.

A prática mostra que a Equação da Resolução, abaixo, nos permite emitir espectros confiáveis:

Assim, o N.º Linhas ideal para o exemplo é 3.200 Linhas, para gerar: R (^) RES = 60.000/3.200 = 18,75 < ½ x 40 CPM.

F 0 D E Outro exemplo de resolução:

Suponhamos dois motores desbalanceados operando com as rotações básicas de M (^1) = 1.180 RPM e M 2 = 1.190 RPM.

Se, num mesmo espectro desejamos separar essas duas freqüências, devemos emiti-lo com a seguinte resolução:

• FMAX = 30.000 CPM, p.ex.

• M 2 - M 1 = 10 CPM (F (^) REF)

pela Equação da Resolução, temos:

N.º Linhas > 2 x F (^) MAX/F (^) **REF ---> N.º Linhas

2 x 30.000/**

N.º Linhas > 6.000, levando-nos a definir 6.400 Linhas.

Observe-se que “F (^) C” cresce com o quadrado da RPM.

A seguir, o gráfico “FC x RPM” facilita determinar o valor de forças p/ massa e raio unitários, até 2.000 RPM

QUEBRAS INESPERADAS E EMPENOS DE EIXOS

Entre os fenômenos que intervêm na resistência das peças aos esforços que lhe são aplicados, distingue-se a FADIGA. Existem referências de estudos de que 80% das fraturas de peças se devem à FADIGA.

Na presença de DESBALANCEAMENTOS, os esforços se manifestam da seguinte forma:

T1 = Fc+P T2 = Fc-P F 0 4 4 T = T1-T2 = carga fadiga

GRANDEZAS VETORIAIS

P- Peso do rotor sempre p/ baixo Fc- Força centrífuga - multidirecional T1- Esforço no eixo, quando o peso e a força centrífuga tem o mesmo sentido (para baixo) T2- Esforço no eixo, quando a força centrífuga esta apontando para cima , contraria ao peso do rotor F 0 4 4 T- Grandeza do carregamento alternado que ira romper o eixo por fadiga Grande incidência de quebras e empenos de eixos ocorrem em pontas de eixos com acoplamentos e rotores.

Tabela I - Quadro Ilustrativo

De Diagnósticos De Vibração

OESPECTRO TÍPICO^ O^ RELAÇÃO DE FASES^ OBSERVAÇÕES

DESBALANCEAMENTO DE MASSA

O Desbalanceamento de Forças estará em fase e será permanente. A amplitude devida ao Desbalanceamento crescerá com o quadrado da velocidade (3X de aumento da velocidade = 9X de aumento na vibração). 1X RPM sempre está presente e normalmente domina o espectro. Pode ser corrigida pela colocação, simplesmente, de um peso de balanceamento em um plano no centro de gravidade do Rotor (CG). O Desbalanceamento de Acoplamento tende a ficar 180° fora de fase no mesmo eixo. 1X está sempre presente e normalmente domina o espectro. A amplitude varia com o quadrado do crescimento da velocidade. Pode provocar vibrações axiais e radiais elevadas. A correção exige a colocação de pesos de balanceamento em pelo menos 2 planos. Observe que pode existir aproximadamente 180° de diferença de fase entre as horizontais OB e IB, bem como entre as verticais OB e IB. O Desbalanceamento do Rotor em Balanço causa elevado 1X RPM tanto na direção axial como na direção radial. Leituras axiais tendem a estar em fase, enquanto leituras de fase radiais podem ser instáveis. Rotores em balanço comumente têm desbalanceamento de força e de acoplamento, cada um dos quais exigirá igualmente que se faça a correção.

6.2 Desalinhamentos

É uma importante fonte de vibrações em máquinas e pode, muitas das vezes passar desapercebida ou ser desprezada.

Os tipos mais comuns são:

F 0 B 7 Paralelo ou OFF-SET

F 0 B 7 Angular

F 0 B 7 Misto ou combinado

F 0 B 7 Desalinhamento^ em^ transmissões^ por correia

F 0 B 7 Desalinhamento entre eixos engrenados

F 0 B 7 Desalinhamento entre mancais

Aqui Atualmente, a tecnologia de correção de DESALINHAMENTOS está bastante avançada e os instrumentos em evidência

acoplamento. Desalinhamento Paralelo tem sintomas simulares ao Angular, mas apresenta vibração radial alta que se aproxima de 180° fora de fase através do acoplamento. 2X é muitas vezes maior que 1X, mas sua altura relativa para 1X é habitualmente ditada pelo tipo e construção do acoplamento. Quando o Desalinhamento Angular ou Radial se torna severo, pode gerar picos de alta amplitude em harmônicos muito mais altos (4X-8X) ou mesmo toda uma série de harmônicos de alta freqüência similar na aparência à folga mecânica. A construção do acoplamento influenciará muitas vezes a for ma do espectro quando o Desalinhamento é severo..

ESPECTRO TÍPICO O RELAÇÃO DE FASES OBSERVAÇÕES

FOLGA MECÂNICA

A folga Mecânica é indicada pelos espectros dos tipos A, B e C. O Tipo A é causado por folga/fragilidade Estrutural nos pés, base ou fundação da máquina; também pela dete- rioração do apoio ao solo, folga de parafusos que sustentam a base; e distorção da arma- ção ou base (ex.:. pé frouxo). A análise de fase revelará aproximadamente 180° de diferença de fases entre medições verticais no pé da máquina, local onde está a base e a própria base. O tipo B é geralmente causado por parafusos soltos no apoio da base, trincas na estrutura do skid ou no pedestal do mancal. O tipo C é normalmente provocado por ajuste impróprio entre partes componentes para forças dinâmicas do rotor. Causa o truncamento da forma de onda no tempo. O tipo C é muitas vezes provocado por uma folga linear do mancal em sua tampa, folga excessiva em uma bucha ou de elemento rotativo de um mancal de rolamento ou um rotor solto com folga em relaçâo ao eixo. A fase tipo CX é muitas vezes instável e pode variar amplamente de uma medição para a seguinte, particularmente se o rotor muda de posição no eixo à cada partida. A folga Mecânica é, geralmente, altamente direcional e pode causar leituras bem diferentes se comparamos incrementos de 30° de nível na direção radial em todo o caminho entorno de uma caixa de mancal. Observe também que a folga causará muitas vezes múltiplos de subharmônicos a

exatamente 1/2 ou 1/3 RPM (.5X, 1.5X, 2.5X,etc.).

ESPECTRO TÍPICO RELAÇÃO DE FASES OBSERVAÇÕES

ROÇAMENTO DO ROTOR O Roçamento do Rotor produz espectro similar à folga mecânica quando as partes rotativas entram em contacto com componentes estacionários. O atrito pode ser parcial ou em toda a rotação. Usualmente, gera uma série de freqüências, muitas vezes excitando uma ou mais ressonâncias. Muitas vezes excita uma série completa de subharmônicos frações da velocidade de marcha (1/2,1/3, 1/4,1/5, ...1/n), dependendo da localização das freqüências naturais do rotor. O Roça mento do Rotor pode excitar muitas freqüências cias altas (ruído de banda larga semelhante ao ruído do giz quando risca o quadro-negro). Ele pode ser muito sério e de curta duração se provocado pelo contacto do eixo com o (Babbit)metalpatente do mancal; mas menos serio quando o eixo roça em uma vedação, a pá de um misturador roça na parede de um tanque, e o eixo ou a luva roça no guarda acoplamento.

Os últimos estágios de desgaste dos mancais de bucha são normalmente evidenciados pela presença de séries inteiras de harmônicos da velocidade de operação (acima de10 ou até 20). Mancais de bucha desgastados comumente admitirão altas amplitudes verticais se comparadas com as horizontais. Mancais de bucha com excessiva liberdade podem