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Capítulo 7 - Análise e Diagnóstico de Vibrações
7.1 - Introdução
A análise da vibração consiste em identificar características do sinal vibratório que possam ser utilizadas para conhecimento das características do sistema. A análise direta da vibração no tempo, normalmente, não apresenta muita informação útil. É necessária que ela seja processada adequadamente para que as suas características sejam identificadas. A resposta em frequência (conseguida através da transformada de Fourier) mostra as frequências em que a energia vibratória se concentra. A Fig. 7.1a mostra um registro no tempo de uma medição realizada em um rotor vertical. O sinal tem características de difícil interpretação. O espectro em frequência mostrado na Fig. 7.1b, entretanto, apresenta uma clara predominância de uma determinada frequência em relação às demais. Isto pode ser utilizado para identificar a causa da vibração, por exemplo: a velocidade de rotação do rotor é igual à frequência predominante).
Registro da vibração
-0.
-0.
0
0 0.10.20.30.40.50.60.70.80.
1
Tem po (seg)
Amplitude (mm)
Transformada de Fourier
0
(^010202939495968788898) Frequência (Hz)
Amplitude (mm)
(a) (b)
Figura 7.1 - Registro da vibração e espectro (Transformada de Fourier). Uma das possíveis aplicações está no diagnóstico de problemas em máquinas. Uma vez identificado um nível vibratório alto, o principal problema é identificar a origem da vibração. Isto é feito, normalmente utilizando-se um processo de eliminação de causas. A maior amplitude de vibração está normalmente próxima à parte da máquina onde se localiza o problema. Se um estudo inicial nas medições revela que amplitudes dominantes ocorrem em uma determinada frequência, é provável que o problema esteja ocorrendo na região da máquina em que algum elemento opera com esta determinada frequência e as amplitudes medidas são maiores. A análise da vibração é o processo em que são identificados as causas da vibração através da medição adequada dos níveis vibratórios.
7.2 - Análise Modal
Qualquer resposta dinâmica de uma máquina ou estrutura pode ser obtida por superposição de seus modos naturais (ou normais) de vibração quando as amplitudes do sistema são pequenas (regime linear). Uma descrição dinâmica completa da máquina ou estrutura requer a determinação das freqüências naturais, formas modais, e parâmetros do sistema (massas, rigidezes, e constantes de amortecimento equivalentes). A função de resposta em freqüência cumpre um papel importante na análise modal experimental. Ela é determinada experimentalmente e então analisada para determinação das freqüências naturais, formas modais, e parâmetros do sistema (que podem ser usados, também, para predição das respostas às várias excitações ou para melhorar o comportamento dinâmico do sistema através de modificações em projeto). Na análise modal , assume-se que o sistema é linear e os parâmetros são invariantes com o tempo.
7.2.1 - Tipos de Funções Excitadoras
Os seguintes tipos de funções excitadoras podem ser usadas para determinar a função de resposta em freqüência de uma estrutura: a) Excitação harmônica de regime permanente O sistema é excitado harmonicamente em uma freqüência constante e a resposta é medida. Este procedimento é repetido em várias freqüências discretas para se obter uma completa função discreta de resposta em freqüência. Como o procedimento tem que ser repetido tem que ser repetido várias vezes, consome muito
tempo e não é usado com freqüência. Entretanto, em situações em que se espera que ocorram poucas freqüências dominantes, o método é bastante útil. b) Excitação de regime quase-permanente Este método envolve uma pequena varredura em freqüência e se tornou popular por causa da disponibilidade de equipamento de análise da função transferência. Uma força senoidal é varrida através da faixa de freqüência de interesse em uma taxa suficientemente lenta de forma a permitir a medição da resposta do sistema em todas as freqüências. c) Excitação transiente Neste método, a função de resposta em freqüência é calculada por transformadas de Fourier dos registros temporais da excitação e da resposta. Computadores digitais e analisadores em tempo real permitem o cálculo on-line da resposta do sistema. d) Excitação aleatória contínua Este método é bastante utilizado por simular melhor o ambiente real. Na excitação harmônica somente uma única ressonância será excitada por vez e não serão detectadas as interações entre as ressonâncias. A excitação aleatória, por sua vez, atua em todas as ressonâncias ao mesmo tempo.
7.2.2 - Representação dos Dados de Resposta em Freqüência
Os dados da resposta em freqüência podem ser representados para obter gráficos de: a) Módulo e ângulo de fase em função da freqüência; b) Componentes real e imaginária da resposta em função da freqüência, e c) Diagrama vetorial da componente real versus a componente imaginária da resposta. Como o método do modo normal permite a representação de um sistema de n graus de liberdade como n sistemas simples de um grau de liberdade, pode-se considerar o sistema de um grau de liberdade mostrado na Figura 7.2.
Figura 7.2 - Sistema de um grau de liberdade.
k
m
c
F(t)= F 0 eiw^ t
A equação do movimento do sistema quando submetido à excitação harmônica F(t) = F0eiwt, é dada por
7.1)
indo uma solução harmônica
(7.2)
a amplitude da resposta pode ser obtida como
mx cx kx Fei^ ω^ t
Assum
x ( ) t = Xei^ ω t
( ) ⎭
k r i r
F
k
c i
k
F
k
H F
X
n
ω^ ζ
2
0 2
A identificação dos pontos de meia potência permite o uso da equação 7.9. As equações 7.9 e 7.10, junto com a
relação ω n =^ km , produzem os valores de m , k , e c do sistema.
.2.2.2 - Gráficos das
R I
7 Componentes Real e Imaginária da Resposta
As variações de XR e XI em função da freqüência, dadas pelas equações 7.5 e 7.6, são mostradas nas figuras 7.4a e 7.4b. A ressonância pode ser identificada como o valor de w para o qual X é igual a zero ou X é máximo. Os pontos de
meia potência correspondem a X (^) R maxe, portanto, a equação 7.9 pode ser usada.
ω n
ω 2 ω 1
A ω
C
X (^) R X (^) I
B
( )^2
0 1 2
1 k + ζ
F
4 ζ
0 1 k
F
ω n ω 2
A
C
ω 1
B
4 ζ
0 1 k
− F
0
0
4 ζ
0 1 k
− F
2 ζ
k
F
ω
Figura 7.4 - Gráficos de componentes real e imaginária da resposta.
ω n
ω 2 , C B , ω 1
ω = 00 (^) X R
A
X (^) I
2 ζ
0 1 k
F
ω = 0
X (^) M
ω
− φ
Figura 7.5 - Diagrama vetorial.
7.2.2.3 - Diagrama Vetorial
A freqüência pode ser eliminada das equações 7.5 e 7.6, obtendo-se a equação
( ) ( )
2 (^20)
2 0 4
k r
F
X
k r
F
X I R
e ressonância pode ser identificada
das principais características provocadas por um
Esta equação é a equação de um círculo, mostrado na Figura 7.5. A condição d no ponto A. Os pontos de meia potência correspondem aos pontos B e C.
7.3 - Diagnóstico de Máquinas por Análise de Vibração
O diagnóstico de problemas em máquinas é um processo de identificação das causas do movimento vibratório através da análise da vibração. É importante, portanto o conhecimento
as causas freqüentes (seria impossível freqüência. A experiência pessoal será ndame
as da vibração medida são: m a rotação do elemento desbalanceado. orcional à quantidade do desbalanceamento (tende sempre a crescer com o passar do tempo).
erar é que o desbal mplitudes mbém gás, compressores rotativos, por exemplo) também podem
m forças que causem ento: paralelo, angular e combinado. O eixo empenado (fletido) vibra ngular, de forma que também está incluído nesta seção.
s
conjunto de causas mais freqüentes. A Tab. 7.1 mostra uma relação de algum relacionar todas as causas possíveis) e a características principais no domínio da fu ntal para o analista anexar a esta lista novas causas e características às que estão aqui apresentadas. Uma boa revisão do tema é encontrada no artigo "The Current State of Vibroacoustical Machine Diagnostics" de Natalia A. Barkova, Vibroacoustical Systems and Technologies (VAST, Inc.) , São Petersburgo, Rússia, cuja cópia encontra-se publicada no Anexo 7.1.
7.3.1 - Desbalanceamento
O desbalanceamento é uma das causas mais comuns de vibrações em máquinas. Na maioria das vezes as principais característic 1 - A frequência da vibração coincide co 2 - A amplitude é prop
3 - A amplitude de vibração é normalmente maior nas direções radiais (transversais ao eixo de rotação). 4 - As leituras de fase permanecem estáveis. 5 - A fase muda 90 quando o sensor é deslocado 90 .o^ o Estes cinco sinais de desbalanceamento são boas pistas que devem ser consideradas com cuidado e bom senso. O balanceamento não é a única causa de vibrações que ocorrem na frequência de rotação. Um outro ponto a consid anceamento em rotores verticais (turbinas hidráulicas, por exemplo) freqüentemente apresenta grandes a ta na direção axial. Outras máquinas (turbinas a vapor e a apresentar grandes amplitudes axiais quando desbalanceamento devido a reações por impulsos. Portanto não se pode eliminar o desbalanceamento como uma possível causa de vibrações quando ocorre vibração axial.
7.3.2 - Desalinhamento e Empenamento.
O desalinhamento é quase tão comum como o desbalanceamento. Apesar do uso de mancais auto-compesadores ou acoplamentos flexíveis é muito difícil alinhar dois eixos e seus mancais de forma que não atue vibrações. Existem três tipos básicos de desalinham com características semelhantes ao desalinhamento a Na maioria das vezes, a análise de vibração originada por desalinhamento ou empenamento apresenta:
- A frequência da vibração é normalmente 1X RPM. Se o desalinhamento for severo surgem também em 2X RPM e 3X RPM.
- A amplitude é proporcional à quantidade de desalinhamento. C ausa Amplitude Freqüência Fase Consideraçõe
Desbala anceamento. Marca estável e de vibrações.
nceamento Proporcional ao desbal
1X RPM Referência simples. Causa mais comum
Maior na direção repetitiva. radial. Desalinhamento ou empenamento
Maior na direção axial (50% acima da
mal as radial). vezes
1X RPM n 2X RPM algum
or Referência simples, dupla ou tripla.
Melhor identificada pela grande amplitude axial. Mancais excêntricos 1X RPM les. Se em engrenagens, a
a igada.
Normalmente não muito grande.
Marca simp maior vibração ocorre na linha de centros das engrenagens. Se em motores ou geradores, desaparece quando potência é desl Se em bombas ou ventiladores, tente balancear. Mancais anti-fricção em mau estado.
Inconstante - medir velocidade e aceleração.
Muito alta - várias vezes a RPM
Marcas múltiplas erráticas. a
cia.
O mancal responsável é o que está mais próximo d maior vibração de alta freqüên
Movimento lateral
Figura 7.7 - Desalinhamento paralelo. Desalinhamento Combinado - no desalinhamento combinado, apresentado na Fig. 7.8, além da vibração predominante acontecer na direção axial em 1X RPM, ocorre uma vibração significativa em 2X RPM nesta direção.
Figura 7.8 - Desalinhamento combinado. Não é apenas quando existe acoplamento que ocorre desalinhamento. Um mancal de rolamento pode estar desalinhado como mostra a Fig. 7.9, causando uma significativa vibração axial. Este problema deve ser corrigido com a montagem correta do mancal.
Figura 7.9 - Mancal de rolamento. Figura 7.10 - Mancal de deslizamento. Um mancal de deslizamento também pode apresentar desalinhamento, como mostra a Fig. 7.10. Neste caso não ocorrem vibrações significativas, a não ser que também exista desbalanceamento. O desbalanceamento provoca grande vibração radial que, por sua vez, com o empenamento produz componentes axiais significativas. Outra condição de desalinhamento que produz vibração axial alta é o desalinhamento de polias (ou sistema coroa- pinhão) em transmissão por correias ou correntes. A Fig. 7.11 ilustra este caso. Estas condições não apenas resultarão em vibrações destrutivas como também provocam desgaste acelerado de polias, coroas, correias e correntes.
Figura 7.11 - Desalinhamento de polias.
7.3.3 - Excentricidade
A excentricidade é outra causa comum de vibrações em máquinas rotativas. O significado de excentricidade aqui é diferente do desbalanceamento. Aqui o centro de rotação difere do centro geométrico, mesmo com a peça balanceada. A Fig. 7.12 ilustra alguns tipos comuns de excentricidade.
(a) Polia excêntrica (^) (b) Rolamento excêntrico
(c) Armadura excêntrica de motor elétrico
(d) Engrenagem excêntrica
Figura 7.12 - Tipos de excentricidade. Os sintomas da excentricidade são idênticos aos do desbalanceamento. Em alguns casos a excentricidade pode ser reduzida através de balanceamento mas, em geral, os resultados não são bons. Normalmente o problema só é corrigido através da montagem correta dos elementos envolvidos. A excentricidade pode produzir forças de reação de natureza não centrífuga. Na correia em V, da Fig. 7.12(a) a excentricidade provoca variação nas direções das tensões na correia. Neste caso, a maior amplitude de vibração ocorre na direção do ramo tensionado da correia em frequência igual a 1X RPM da polia excêntrica. Na Fig. 7.12(c) a excentricidade varia com a interação magnética entre a armadura e os pólos do motor elétrico, criando uma vibração na frequência 1X RPM entre armadura e estator. O aumento da carga pode resultar em um aumento da amplitude de vibração. Nas
apresenta sintomas de que existem problemas nos mancais, não se deve eliminar a possibilidade de que a causa primária da vibração seja outra. A Tabela 7.2 apresenta as principais causas de falhas em mancais de rolamento.
CARGA EXCESSIVA
DESALINHAMENTO
ALOJAMENTOS DE EIXOS DEFEITUOSOS
MONTAGEM DEFEITUOSA
AJUSTE IMPRÓPRIO
LUBRIFICAÇÃO IMPRÓPRIA OU INADEQUADA
SELAGEM POBRE
ENDURECIMENTO IRREGULAR
CORRENTE ELÉTRICA
Tabela 7.2 - Causas comuns de falhas em rolamentos.
Outras causas de sintomas em rolamentos Desalinhamento severo em máquinas equipadas com rolamentos podem, algumas vezes produzir vibrações de alta frequência (12600 cpm) nos mancais que não se devem a problemas nos rolamentos. Um caso ilustra isto: detectou-se uma vibração em alta frequência no mancal inferior de um motor de acionamento de uma bomba vertical, operando a 900 rpm. A vibração observada ocorre, portanto em uma frequência igual a 14 vezes a frequência de operação (número de esferas do rolamento). A amplitude máxima foi observada na direção axial. A vibração em alta frequência indica um problema no rolamento, e, como a amplitude era muito alta, requeria imediata correção. Foi então substituído o rolamento sem que a amplitude de vibração se alterasse significativamente. Nova investigação mostrou que a montagem do flange que liga o motor à bomba foi distorcida por um aperto irregular dos parafusos. Com a correção deste problema desapareceu a componente da vibração de alta frequência. O fato da frequência associada ao problema ser igual a 14 vezes a frequência de operação e este ser o número de esferas do rolamento foi apenas uma infeliz coincidência no caso.
7.3.5 - Problemas em Mancais de Deslizamento
Os altos níveis vibratórios devidos a problemas em mancais de deslizamento são resultado, geralmente, de folgas excessivas (desgaste ou erosão química), partes soltas, ou problemas de lubrificação.
Folga Excessiva A folga excessiva provoca desbalanceamento, desalinhamento, afrouxamento e batidas. Precessão com lubrificação ( Oil whirl ) A precessão com lubrificação ocorre apenas em mancais de deslizamento lubrificados sob pressão e quando operam a altas velocidades, normalmente superiores à segunda velocidade critica do rotor.
Figura 7.14 - Mancal de deslizamento com precessão com lubrificação ( oil whirl ). O mecanismo da precessão é ilustrado na Fig. 7.14. Sob condições normais de operação, o eixo se elevará ligeiramente pela lateral do mancal. Esta elevação depende da velocidade de rotação, peso do rotor e pressão do óleo. O eixo, desta forma, opera em uma posição excêntrica em relação ao centro do mancal e arrasta o óleo formando uma espécie de cunha líquida pressurizada do outro lado. Se esta excentricidade é momentaneamente aumentada devido, por exemplo, a uma onda repentina, uma carga de impacto externa, ou outra condição transitória, uma quantidade adicional de óleo é imediatamente bombeada no espaço deixado vago pelo eixo. O resultado é um aumento na pressão do filme de óleo em
contato com o eixo. A força adicional desenvolvida pode produzir um movimento circular do eixo no interior do mancal. Se o amortecimento do sistema for suficientemente grande o eixo retorna à sua posição de equilíbrio no mancal; se o amortecimento for baixo, o eixo continua com este movimento de precessão (whirl). A vibração resultante é freqüentemente muito severa, mas facilmente reconhecida por sua frequência incomum. Esta frequência é levemente menor que a metade da velocidade de rotação do eixo (geralmente 46% a 48%). A Fig. 7.15 apresenta uma análise de uma máquina com sintomas de oil whirl.
Figura 7.15 - Análise de uma máquina com sintomas de oil whirl. Como a frequência dominante é menor que a metade da velocidade de rotação (ou da frequência síncrona), se o eixo for observado com uma luz estroboscópica a marca não aparecerá fixa e sim girando. O problema do oil whirl é normalmente atribuído a um projeto inadequado do mancal, algumas vezes por superestimar o carregamento real do eixo. Entretanto, algumas outras causas possíveis incluem desgaste excessivo do mancal, aumento na pressão ou mudança na viscosidade do óleo. Algumas correções temporárias podem ser feitas mudando a temperatura do óleo lubrificante (mudando a sua viscosidade), introduzindo um pequeno desbalanceamento ou desalinhamento para aumentar a carga, ou fragmentar ou ranhurar as faces da superfície do mancal para desfazer a onda de óleo. Naturalmente a solução permanente é substituir o mancal adequadamente projetado para as condições de operação da máquina ou um especialmente projetado para reduzir as possibilidades de oil whirl. A Fig. 7.16 mostra três configurações de mancais de deslizamento disponíveis especialmente construídos para reduzir as possibilidades de oil whirl : a) Mancal com ranhuras axiais (Fig. 7.16a) - Neste tipo de mancal, as ranhuras são utilizadas para aumentar a resistência ao whirl em três pontos igualmente espaçados. Esta configuração é normalmente limitada a menores aplicações tais como pequenas turbinas a gás. b) Mancal lobado (Fig. 7.16b) - Este tipo de mancal produz estabilidade contra o oil whirl usando três filmes de óleo pressurizado de forma que o eixo permanece centralizado. Algumas vezes possuem ranhuras axiais para aumentar a resistência ao whirl. c) Mancais segmentados (Fig. 7.16c) - É uma escolha comum (muito utilizado) em máquinas industriais grandes, de alta velocidade. Cada segmento desenvolve uma cunha de óleo pressurizado que tende a centralizar o eixo no mancal. Normalmente o amortecimento do sistema é aumentado o que aumenta também.
para cima e o mancal é elevado do pedestal. Quando a parte mais pesada do rotor está na lateral do mancal o mesmo cai sobre o pedestal. Este processo resulta que a força atua de duas formas distintas sobre o mancal, durante uma revolução do rotor: o rotor é inicialmente levantado e a seguir cai sobre o pedestal. A Fig. 7.18 mostra um registro possível para esta força. Caracteriza-se aqui uma força periódica com comportamento não harmônico o que implica na presença de frequências harmônicas, com predominância da segunda harmônica (igual ao dobro da frequência de operação).
Frequência de operação
Figura 7.18 - Força centrífuga com elemento solto. Como resumo, a principal característica da vibração originada por elemento mecânico solto é a predominância da segunda frequência harmônica. Existe, normalmente, alguma folga inerente em toda máquina, de forma que é absolutamente normal achar alguma a segunda harmônica (ou, até mesmo, harmônicas maiores) quando há desbalanceamento e desalinhamento. A suspeita de elemento mecânico solto é justificada quando a segunda harmônica é predominante.
7.3.7- Vibrações em Correias
As correias em V são muito utilizadas em transmissão de potência por sua alta capacidade de absorver choques e vibrações. Na maioria dos casos as correias em V operam mais silenciosamente que correntes e engrenagens, o que evidencia níveis vibratórios menores. Por outro lado, as correias em V podem ser fontes de vibrações indesejáveis, especialmente em máquinas ferramenta em que os níveis vibratórios devem ser mantidos muito baixos. Os principais problemas vibratórios associados às correias em V são, geralmente, classificados como:
- reação da correia a outras forças geradas no equipamento;
- problemas reais na correia. As correias em V são freqüentemente consideradas como fontes de vibrações porque é muito fácil visualizar a sua vibração, o que não ocorre com outras partes da máquina. As correias são as peças de maior facilidade de substituição. Entretanto, é bastante provável que a correia vibre em função de outros distúrbios na máquina, sendo apenas um indicador de um problema vibratório. Alguns problemas que normalmente produzem vibrações em correias são o desbalanceamento excessivo, polias excêntricas, desalinhamentos e elementos soltos. Deve-se, portanto, investigar profundamente as causas da vibração antes de efetuar uma troca de correia. O fator chave para determinar a natureza do problema é a frequência da vibração da correia. Se a vibração da correia é produzida por uma causa proveniente de outro elemento, então a frequência da vibração estará associada ao problema gerador. Por outro lado, quando a vibração ocorre por defeito na correia, a frequência de vibração é igual a um múltiplo inteiro (1, 2, 3 ou 4 vezes) da rotação da correia. Com correias múltiplas é importante que todas as correias tenham a mesma tensão. Se algumas correias estiverem frouxas enquanto que outras estão tensionadas, as correias frouxas apresentarão fortes vibrações mesmo que as forças perturbadoras sejam fracas. Esta condição causa deslizamento e acelera o desgaste na correia e na polia. As Figuras 7.19a e 7.19b ilustram as técnicas para execução de análise de correias. A identificação de defeitos na correia geralmente pode ser feita medindo-se a vibração em um mancal próximo à mesma, inicialmente em direção perpendicular à direção da tensão na mesmo e, a seguir, em direção perpendicular à primeira. Correias defeituosas geralmente apresentam uma amplitude de vibração maior em uma direção paralela à direção de sua tensão. Os defeitos mais comuns em correias são:
- rachaduras,
- pontos endurecidos ou enfraquecidos,
- nós laterais,
- partes de material arrancado,
- deformações originadas no empacotamento ou armazenagem que podem causar altas amplitudes de vibrações em equipamentos leves até que a correia se torne mais flexível e assuma a sua forma original
- pequenas variações na largura de correias em V que podem faze-la pular nas guias das polias, causando vibrações devidas a variações na tensão da correia. O deslizamento de correias (“correia patinando”) é causado por tensão imprópria, desalinhamento de polias, correia inadequada para a utilização ou carga excessiva. O deslizamento produz algumas vezes vibrações de alta frequência e ruído característico (silvo ou grunhido). As vibrações causadas por deslizamento resultam freqüentemente em amplitudes instáveis. Isto é particularmente verdadeiro em correias múltiplas onde as correias podem deslizar em diferentes graus, algumas vezes somando-se as amplitudes e outras subtraindo-se resultando em uma amplitude de vibração que aumenta e diminui ciclicamente. A extensão do deslizamento de correias múltiplas pode ser determinada com o auxílio de uma luz estroboscópica. Deve-se desligar a máquina e desenhar uma linha reta transversalmente às correias (com um pedaço de giz). A seguir faz-se a máquina operar em sua velocidade nominal, regular o analisador na frequência de rotação da correia e observar se as marcas se deslocam relativamente através da luz estroboscópica. Em caso positivo, ocorre deslizamento.
7.3.8 - Vibrações em Engrenagens
Normalmente, as vibrações originadas por problemas em engrenagens são fáceis de ser identificadas por ocorrerem em uma frequência alta, igual à frequência de rotação da engrenagem multiplicada pelo seu número de dentes(frequência de engrenamento). O espectro mostrado na Fig. 7.19 é obtido de medições realizadas no mancal C, junto à caixa de engrenagens (redutor) de um sistema constituído por uma turbina, um redutor e um ventilador. Observa-se um pico considerável (predominante nas direções horizontal e axial) em uma frequência de 134400 rpm (2240 Hz) que é exatamente igual ao produto do número de dentes do pinhão (32) pela sua frequência de rotação que é a mesma da turbina (4200 rpm ou 70 Hz). Alguns problemas comuns que apresentam estas características são:
- desgaste excessivo,
- imperfeições nos dentes,
- lubrificação deficiente, e
- impurezas incrustadas nos dentes.
Figura 7.19 - Espectro de equipamento com problema de engrenagem.
comparando a vibração resultante com a que seria gerada por um desbalanceamento. Se existirem mais de um dente danificados a frequência será multiplicada pelo número destes. Quando um trem de engrenagens opera com condição de carga muito leve as vibrações podem apresentar amplitudes e frequências erráticas. Esta condição de operação pode ocasionar impactos entre as diversas engrenagens de forma desordenada. Os impactos excitam as frequências naturais das engrenagens, mancais e componentes a eles ligados. Este tipo de problema pode ser distinguido de um problema em um mancal, por exemplo, observando-se que as amplitudes originadas pelo problema do mancal são muito maiores próximas ao próprio mancal, enquanto que as originadas por engrenagens são detectadas em dois ou mais pontos da máquina. As engrenagens também podem apresentar problemas comuns a outras partes da máquina como desbalanceamento ou montagem excêntrica, por exemplo, apresentando, nestes casos, vibrações com estas características. Em virtude das vibrações de alta freqüência, as engrenagens são uma fonte comum de ruído nas máquinas de forma que a correção dos problemas associados a elas reduz significativamente o nível de ruído existente.
7.3.9 – Vibrações devido a falhas elétricas
As vibrações causadas por falhas elétricas ocorrem em sistemas que possuem máquinas elétricas (motores, geradores, alternadores, etc.) e são causadas normalmente por forças magnéticas desequilibradas atuantes em rotores ou estatores. Algumas causas comuns destas forças são:
- rotor não redondo;
- armaduras excêntricas;
- rotor e estator desalinhados;
- estator elíptico;
- circuito aberto ou curto circuito;
- problemas no enrolamento do rotor. Os problemas elétricos geralmente apresentam vibrações na freqüência de rotação, o que torna difícil a distinção de outras fontes como desbalanceamento. Uma maneira de se verificar se a vibração é causada por problema elétrico é desligar a energia elétrica durante a medição da amplitude de vibração e verificar se a mesma desaparece ou diminui significativamente rapidamente. Em caso positivo a causa é certamente elétrica. Se a diminuição da amplitude for lenta e acompanhar a queda na freqüência de rotação, então a causa é de natureza mecânica. Uma outra característica deste tipo de problema é que os níveis vibratórios dependem da carga. Muitas vezes, motores elétricos são testados em vazio e não apresentam amplitudes de vibração elevadas e quando em operação com carga vibram violentamente, evidenciando problemas elétricos. Em motores de indução podem ocorrer vibrações na freqüência de deslizamento que é igual à diferença entre a freqüência de rotação do rotor e a freqüência elétrica (do campo magnético rotativo) chamada de síncrona que é sempre igual à freqüência da linha de corrente alternada (freqüência da rede, 60 Hz). Neste caso a amplitude da vibração é pulsante. O fenômeno do batimento se intensifica quando ocorre um problema mecânico associado (como o desbalanceamento) e a pulsação da amplitude se torna regular, especialmente quando as duas freqüências são relativamente próximas. Os motores elétricos também podem apresentar vibrações devido a pulsos de torque gerados quando o campo magnético do motor energiza os polos do estator. A freqüência associada é igual ao dobro da freqüência da linha de corrente alternada. Os pulsos de torque são raramente problemáticos exceto quando são exigidos níveis de vibração extremamente baixos ou os pulsos excitam ressonâncias em outras partes da máquina.
7.3.10 – Vibrações devido a forças aerodinâmicas e hidráulicas
Máquinas que operam com fluidos como ar, água, óleo ou gases podem apresentar vibrações originadas pela interação entre elementos sólidos móveis (pás) e fluidos. Isto acontece freqüentemente em bombas, ventoinhas e similares. As vibrações geradas ocorrem em freqüências altas (número de pás vezes a freqüência de rotação). As causas da vibração são forças hidráulicas que normalmente são pequenas mas se tornam importantes quando excitam alguma ressonância na máquina. A Fig. 7.22 mostra o resultado de uma medição efetuada em uma bomba vibrando em 21600 cpm (360 Hz) com um propulsor de seis pás girando a 3600 rpm (60 Hz).
Figura 7.22 – Medição de vibração causada por forças hidráulicas. Se não ocorre ressonância o problema pode ser originado por cavitação, recirculação ou turbulência. A cavitação ocorre quando uma bomba opera com excesso de capacidade ou baixa pressão de sucção. Como o fluido que já entrou não preenche completamente o espaço, o fluido que está entrando é puxado aos pulos para preencher os espaços vazios. Isto cria bolsas de vácuo que são altamente instáveis que podem literalmente implodir muito rapidamente. Os impactos gerados excitam freqüências naturais localizadas em partes da bomba. Como as implosões podem ocorrer em tempos e posições aleatórios na bomba ou na tubulação a amplitude e a freqüência da vibração também são aleatórias. A recirculação pode ocorrer quando uma bomba está operando em baixa capacidade ou alta pressão de sucção. Na tentativa de se mover uma quantidade excessiva de fluido da bomba, uma porção do fluido retorna. Este fluxo reverso e o a conseqüente mistura de fluido movendo-se em direções opostas causa vibração. A recirculação ocorre algumas vezes dentro de uma bomba de múltiplos estágios com folga excessiva entre o rotor e seu alojamento. Esta forma de recirculação pode mostrar uma freqüência quase constante não relacionada com a freqüência de rotação. Em qualquer situação, as vibrações devidas a recirculação apresenta flutuações aleatórias na freqüência e na amplitude similares às causadas pela cavitação. O fluxo turbulento é o resultado da resistência ao fluxo normal de fluidos. Esta resistência pode ser causada por obstruções, curvas agudas ou apenas atrito superficial entre fluido e tubulação. A turbulência também pode ser causada pela mistura de fluidos de alta e baixa velocidades. Um exemplo é um motor a jato quando os gases de exaustão de alta velocidade se misturam ao ar externo quase estacionário. Embora os níveis de ruído gerado por fluxo turbulento sejam muito altos, a máquina vibra pouco pois a condição de turbulência é externa a ela.
Figura 7.23 – Espectro de uma vibração causada por cavitação. A vibração e o ruído associados com cavitação, recirculação e fluxo turbulento apresentam características similares. Este tipo de vibração é normalmente de natureza aleatória com amplitudes e freqüências instáveis. A Fig. 7.
níveis constantes de amplitude e fase; após diminuir a sua velocidade de rotação para 1800 rpm por um curto tempo, e retornando a operar a 3600 rpm, a mesma máquina apresentou amplitude e fase completamente diferentes das anteriores. Isto sugere que o ponto em que está acontecendo o roçamento está se movendo quando se varia a velocidade de rotação. O roçamento é, normalmente o resultado de um eixo empenado ou partes quebradas ou avariadas que podem ser detectados por procedimentos já descritos.
7.4 – Análise de Sinais
A Análise de sinais se ocupa da interpretação do sinal vibratório. Na maioria das vezes, a observação direta do registro de uma medição de vibração não permite que se tire conclusões úteis para a análise do problema que gero uma vibração. Observe-se, por exemplo o registro mostrado na Fig. 7.1a. Neste registro é apresentada a medição do deslocamento lateral de um rotor vertical. O rotor estudado operava em uma velocidade de rotação de 680 rpm e estava submetido a um conjunto de falhas como desbalanceamento, empenamento, folgas, problemas elétricos e roçamento. A observação direta do registro no tempo não permite nenhuma análise importante. É necessário que seja observado o espectro de freqüência, obtido através da aplicação da transformada de Fourier. Embora ainda apresentando uma certa dificuldade de interpretação, o espectro de freqüência, mostrado na Fig. 7.1b permite que alguns dos problemas sejam identificados: a) o desbalanceamento e o empenamento são responsáveis por um pico significativo no espectro na freqüência de rotação; b) o pico em 60 Hz (observado após filtragem) mostra que devem estar presentes problemas relacionados com o acionamento elétrico devem estar presentes; c) o patamar irregular presente em uma ampla faixa de freqüência é um sintoma de roçamento; d) a presença de harmônicas sugere a existência de folgas; e) a excitação de freqüências naturais mostra irregularidades na rigidez e provável existência de impactos. Esta análise preliminar evidencia a importância do espectro de freqüência como ferramenta de análise. É justamente nesta ferramenta que se fundamenta a análise de sinais. Um refinamento na análise pode ser produzido através da utilização de filtros. Os filtros são utilizados para separar os sinais em faixas de freqüência de interesse. Com isso, se pode, por exemplo, excluir algumas características conhecidas do sinal (componentes na freqüência de rotação, freqüências naturais, ou freqüências da rede elétrica) para que outras causas possam ser mais claramente observadas. Embora tanto a transformada de Fourier quanto a filtragem do sinal possam ser realizadas numericamente, ainda estão em uso alguns instrumentos analógicos como analisadores de espectro e filtros analógicos.
7.4.1. Analisadores espectrais
São instrumentos que analisam o sinal no domínio da freqüência, separando a energia do sinal vibratório em várias faixas de freqüência. Esta separação é realizada através de um conjunto de filtros, sendo os analisadores classificados de acordo com o tipo de filtro que empregam. Por exemplo: analisadores de banda de uma oitava são analisadores que utilizam filtros de banda de uma oitava (oitava: intervalo entre duas freqüências em que a máxima é igual ao dobro da mínima). Atualmente já são largamente utilizados analisadores digitais para análise em tempo real. Em tempo real, o sinal é analisado continuamente em todas as faixas de freqüência .Nestes analisadores é extremamente importante que o processamento seja rápido. Os analisadores em tempo real são especialmente úteis em aplicações de manutenção industrial em que a análise deve ser rápida a fim de fundamentar a imediata tomada de decisão no que se refere ao procedimento de manutenção.
a) Software
Uma grande parte dos analisadores utilizados atualmente é constituído de sistemas integrados a microcomputadores sendo sua operação, fundamentalmente a utilização de um software dedicado que executa as tarefas necessárias da realização da análise espectral. A título de exemplo, será apresentado aqui o software “Spec for Windows Spectrum Analyser”. “Spec for Windows” é um software para análise espectral que roda em Windows3.2 ou versões mais atuais. Além de uma configuração básica comum, requer apenas uma placa de som. Aplica-se na análise de sinais gerados em sistemas elétricos, mecânicos, estruturais e acústicos. Na área mecânica e estrutural pode ser usado para caracterizar e identificar vibrações. Embora o Spec for Windows seja um aplicativo MDI (Multiple Document Interface) não atua como MDI no sentido de um processador de texto. O software possui apenas uma sessão de análise espectral mas pode apresentar muitas vistas diferentes dos dados a partir de uma determinada sessão de análise espectral. Podem ser visualizados, por exemplo, a resposta em freqüência, correlação cruzada e espectro de potência simultaneamente. A Fig. 7.25 mostra a janela principal
com os componentes de magnitude e fase da resposta em freqüência de o alto-falante um alto-falante usando a placa de som do computador para entrada de dados.
Figura 7.25 – Resposta em freqüência de um alto-falante.
b) Instrumentos
A maior parte dos analisadores espectrais fabricados atualmente se destinam principalmente a aplicações eletrônicas e em telecomunicações. Poucos são os que permitem análise em baixas freqüências, características das aplicações em engenharia mecânica. Dentre estes poucos, um exemplo é o SPS390 (Figura 7.26), instrumento especialmente projetado para cobrir uma ampla faixa de aplicação que vai desde a análise de problemas em máquinas até medições eletrônicas. Sua faixa de operação vai de DC até 100 kHz não sendo aplicado em telecomunicações.
Figura 7.26 – Analisador Espectral SPS 390.
7.4.2. Empresas de Consultoria e Análise
Alguns sistemas integrando instrumentos de medição e software de aquisição e análise estão disponíveis, atualmente no mercado, sendo utilizados em grandes industriais e centros de pesquisa. A complexidade dos problemas vibratórios, associada à importância de sua solução para garantir o perfeito funcionamento de máquinas e equipamentos no processo industrial proporcionou a formação de firmas especializadas em consultoria e análise de problemas vibratórios. Em geral, estas empresas se originaram em laboratórios de universidades e apresentam como características principais:
