Apostila - Balanceamento de Rotores

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R&T Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Engº Ricardo Damião Góz Engº Thadeu Carneiro da Silva

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CURSO

BALANCEAMENTO DE

ROTORES

Engº Ricardo Damião Góz Engº Thadeu Carneiro da Silva

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SUMÁRIO

RESUMO................................................................................................................................ 4 CAPÍTULO 1. NECESSIDADE DE BALANCEAMENTO........................................................... 5 1.1. Introdução ................................................................................................................ 5 1.2. Necessidade do Balanceamento........................................................................... 5 1.3. Origens do Desbalanceamento ............................................................................. 6 1.4. Algumas Causas de Desbalanceamento.............................................................. 6 1.1.1. Tolerâncias de Fabricação............................................................................... 7 1.1.2. Práticas de Oficina ............................................................................................ 7 1.1.3. Operação Normal ............................................................................................. 8 1.1.4. Desgaste e Erosão ............................................................................................. 9 1.1.5. Resumo............................................................................................................... 9

1.5. Efeitos e Tipos de Desbalanceamento ................................................................... 9 1.6. Rotores Rígidos e Rotores Flexíveis ....................................................................... 12

CAPÍTULO 2. TÉCNICAS DE BALANCEAMENTO............................................................... 14 2.1. Balanceamento Dinâmico .................................................................................... 14

CAPÍTULO 3. QUALIDADE DE BALANCEAMENTO............................................................ 18 3.1. Introdução .............................................................................................................. 18 3.2. Quantificação do Desbalanceamento................................................................ 18 3.3. Exemplo de Uso da Norma ISO 1940/1 ................................................................ 19 3.4. Avaliação do Desbalanceamento pela Vibração ............................................. 19

CAPÍTULO 4. BALANCEAMENTO COM BALANCEADORAS............................................. 22 4.1. Introdução .............................................................................................................. 22 4.2. Como especificar?................................................................................................. 22 4.3. Comparação entre Balanceadoras Duras e Moles ............................................ 22

CAPÍTULO 5. BALANCEAMENTO DE CAMPO .................................................................. 24 5.1. Introdução .............................................................................................................. 24 5.2. Método dos 3 Pontos.............................................................................................. 25 5.3. Método Vetorial de Um Plano ............................................................................... 27 5.4. Balanceamento Vetorial de 2 Planos................................................................... 32

CAPÍTULO 6. SOFTWARES DE BALANCEAMENTO DE CAMPO......................................... 35 CAPÍTULO 7. CARACTERÍSTICAS DE UNIDADES GERADORAS PARA O BALANCEAMENTO

..................................................................................................................... 36 7.1. Referências ............................................................................................................. 36 7.2. Introdução .............................................................................................................. 36 7.3. A Correção ............................................................................................................. 39 7.4. Desbalanceamento Magnético............................................................................ 40 7.5. Perturbações Hidráulicas na Turbina.................................................................... 43 7.6. Limites e Critérios de Vibração em Turbinas........................................................ 44 7.7. Práticas de Balanceamento de Unidades Geradoras........................................ 47 7.7.1. Instrumentação................................................................................................ 47

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7.7.2. Tipos de Balanceamentos .............................................................................. 49 7.7.3. Formas de Balanceamento: ........................................................................... 49 7.7.4. Métodos de Cálculo de Balanceamento de Campo.................................. 49

7.8. Considerações Finais ............................................................................................. 58 ANEXO - USO DE BALANCEAMENTO ATIVO NA SOLUÇÃO DE PROBLEMAS DE MANUTENÇÃO E DE CONFIABILIDADE ............................................................................. 61 1. Sinopse...................................................................................................................... 61 2. Correção Automática do Desbalanceamento ..................................................... 61 3. Operação de um Sistema de Balanceamento Ativo ........................................... 61 4. Aplicações do Balanceamento Ativo.................................................................... 62 5. Exemplos de Aplicação .......................................................................................... 62 5.1. Fabrica de Cimento ........................................................................................... 62 5.2. Siderúrgica (USStell) ........................................................................................... 63

6. A Tecnologia SKF...................................................................................................... 64

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RESUMO

O estudo da vibração trata das respostas dos sistemas mecânicos às excitações dinâmicas a que é submetido.

Excitação dinâmica é qualquer esforço não constante, varia tempo, de modo aleatório ou regular. O som de uma fanfarra incidindo em um painel, a água fluindo dentro de um rotor de turbina são exemplos reais de excitações dinâmicas. Dinâmicas porque são variáveis no tempo e podem ou não ter um conteúdo de freqüências bem definido.

O comportamento vibratório de uma máquina depende muito de seu projeto e de sua montagem.

Na aplicação desta análise no monitoramento de máquinas, o analista identifica a causa, faz o diagnóstico da vibração, e pela tendência (amplitude e evolução) da vibração se faz a avaliação da severidade das condições mecânica da máquina, ou seja, das condições atuais dos defeitos.

Os resultados desta análise são aplicados diretamente em muitas técnicas de manutenção, onde coexistem várias filosofias com nomes sugestivos: Manutenção Preditiva, Monitoramento das Condições, Manutenção Pró-Ativa, Falha Zero e outros que lembram maior Vida Útil, maior Disponibilidade, menor Estoque, Manutenção “Just-in-time”, etc.

Com qualquer nome, uma das conseqüências diretas mais eloqüentes é financeira. A redução significativa dos custos de manutenção, a redução do imobilizado em estoques, a maior produtividade. No Brasil, o retorno financeiro com a aplicação da Análise de Vibração é de 10 a 30 vezes, no primeiro ano de implantação. Em alguns outros países, fala-se em 20 a 50 vezes.

Este curso visa estabelecer os principais critérios e parâmetros que deverão ser observados durante o balanceamento de Unidades Geradoras de eixo vertical, de médio e grande porte, cujas freqüências de rotação são inferiores às freqüências críticas, o que facilita seu balanceamento e assegura a inexistência de fenômenos pertinentes às máquinas de alta rotação.

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CAPÍTULO 1. NECESSIDADE DE BALANCEAMENTO

1.1. Introdução

Neste módulo trata-se do balanceamento de rotores, a técnica mais importante na linha de fabricação de elementos que giram.

O balanceamento é o respaldo, o toque final de todo bom projeto. As pequenas diferenças devido às tolerâncias de fabricação são compensadas no ato de balancear.

Curiosamente os especialistas e as máquinas balanceadoras se tornam transparentes, invisíveis aos usuários das boas máquinas. A maioria dos usuários não valoriza suficientemente o balanceamento, eles se mantêm atentos ao desbalanceamento que de fato é altamente pemicioso para o maquinário.

Nos itens seguintes se tratará especificamente do balanceamento rotativo de rotores rígidos, do beneficio gerado e das técnicas mais usuais. Apresentar-se-á também a norma internacional que recomenda a qualidade de balanceamento para cada caso.

1.2. Necessidade do Balanceamento

Um rotor em rotação gera esforços dinâmicos que se propagam às partes da máquina que o suportam. Neste texto, a discussão será restrita aqueles esforços passíveis de eliminação pelo balanceamento. Não serão tratadas aqui as forças giroscópicas, magnéticas, inerciais, etc.

Quando uma máquina é projetada, prevê-se os níveis admissíveis de esforços em todas as suas partes, quais sejam: mancais, blocos, eixos, suportes, parafusos ... . Estes esforços previstos são em parte estáticos e em parte dinâmicos, ambos perigosos e respeitáveis.

Uma fonte comum de esforços dinâmicos em máquinas é o desbalanceamento, formado por alguns desequilíbrios de massa.

As forças geradas no desbalanceamento, mesmo sendo pequenas, aumentam o trabalho das partes da máquina ocasionando, no mínimo, uma redução de sua vida útil.

Reduzir a vida útil é um prejuízo, mas é também um custo que aparecerá discretamente. As outras conseqüências do desbalanceamento são mais imediatas: perda de qualidade, aumento de refugos, vibração, ruído, desconforto, quebra de partes, parada de produção, acidentes...

Quase dispensável é referenciar ao custo progressivo destes efeitos, tanto financeiro como na imagem do produto e da equipe. Também há o aumento do consumo de energia com o aumento da vibração.

Sem nenhum esforço, qualquer pessoa verifica que sempre é necessário e econômico manter os rotores dentro dos limites estabelecidos do balanceamento, seja para o rotor da turbina do avião, à roda do carro, ao rotor da furadeira ou aos eixos da máquina de costura.

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1.3. Origens do Desbalanceamento

Desde a de concepção da máquina, o projetista otimiza as funções, a performance e a fabricação de sua idéia. Assim, o resultado será sem duvida uma máquina boa. Mas são inevitáveis as as simetrias, os desvios dimensionais e os desvios de forma. Somam-se ainda as imperfeições da matéria prima e da montagem.

Qualquer um destes erros ou uma combinação deles destruirá a condição de perfeita distribuição de massa em tomo do eixo de rotação do rotor, gerando desbalanceamento. As fontes mais comuns de desbalanceamento são:

• Configuração assimétrica;

• Fundição e ou usinagem excêntricas - inclusões e ou vazios em peças forjadas ou fundidas;

• Mancais e ou acoplamentos não concêntricos;

• Distorções permanentes devido a efeitos térmicas ou a esforços;

• Incrustações, desgaste ou corrosão.

Cada erro de massa que ocorre em um rotor provoca mudança de posição do centro de gravidade da secção transversal que contém o erro. O somatório destes desvios é o afastamento do eixo principal de inércia - EPI, do eixo de rotação - ER, ou seja, a massa do rotor não estará perfeitamente distribuída ao redor do eixo de rotação, como na Ilustração 1.1.

Ilustração 1.1 – Diferença entre o eixo de rotação e o eixo de inércia

1.4. Algumas Causas de Desbalanceamento

Entender as causas do desbalanceamento é importante para poder corrigir o problema.

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Um balanceamento pode ser um esforço perdido se as causas não forem controladas.

Este texto comenta algumas causas que levam uma máquina ao desbalanceamento.

1.1.1. Tolerâncias de Fabricação

A construção da máquina não garante o balanceamento de suas partes.

Rotores fundidos podem ter materiais não uniformes e ou com falhas internas.

Os processos de usinagem não garantem peças circulares nem furos concêntricos.

Se os desvios não forem grandes, o balanceamento no final da montagem pode corrigir o conjunto dentro das tolerâncias exigidas.

1.1.2. Práticas de Oficina

Alguns procedimentos do pessoal de manutenção podem comprometer o balanceamento das partes. Falta de cuidados básicos criam desbalanceamentos às vezes graves.

O acoplamento mostrado abaixo é um exemplo terrível de erros de procedimentos. Na desmontagem, os parafusos antes combinados foram trocados de posição ficando um curto de um lado e um mais longo do outro. Necessitando de mais arruelas.

Ilustração 1.2 - Acoplamento

O resultado com certeza é desbalanceamento com vibração alta.

Quando as partes são balanceadas individualmente é necessário usar a meia chaveta para compensar a massa da chaveta que será usada na montagem final. Lógico que existem diferenças na aplicação desta idéia. Alguns admitem que a meia espessura da chaveta deva cobrir a extensão do rasgo. Outros consideram que deve apenas ter o comprimento do cubo do acoplamento.

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Não existe uma resposta ótima para isso, a não ser aquela que a massa não mude com o conjunto montado.

Ilustração 1.3 – Roda de Balanceamento Definitivo

O esquema acima mostra um tipo de roda de balanceamento definitivo instalada em várias máquinas. Para tentar balancear a máquina, parafusos prisioneiros são colocados em furos apropriados, um procedimento simples. Quando o conjunto está balanceado, os parafusos devem ser travados definitivamente. Pode ser uma deformação na rosca por um punção. Eles não podem mais ser removidos.

1.1.3. Operação Normal

Durante o uso normal, é comum a incrustação de pó ou detritos nos rotores de ventiladores e bombas. Muitas vezes isso não causa vibração forte, até que a incrustação se solte e crie um forte desbalanceamento. A Ilustração 1.4 mostra um ventilador axial de Ø760 mm e o detalhe abaixo. A inspeção das pás mostra arestas rugosas com depósito de materiais.

Ilustração 1.4 - Ventilador axial de Ø760 mm

A Ilustração 1.5, em close, mostra a aresta da pá. Além da redução da eficiência, houve o desbalanceamento do mesmo. O procedimento de limpeza pode ser mais difícil em função do material incrustado.

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Ilustração 1.5 – Aresta da Pá do Ventilador

De vez em quando aparece uma idéia criativa. Alguém limpou um ventilador de caldeira com cascas de nozes. Outra idéia é aplicar água fria pressurizada no rotor incrustado e quente.

A incrustação marinha também é uma causa comum em embarcações.

1.1.4. Desgaste e Erosão

Desgaste e erosão danificam e provocam o desbalanceamento do rotor, de acordo com as propriedades do material. Principalmente em ambientes corrosivos ou sujeitos à cavitação.

Ilustração 1.6 – Rotores danificados

1.1.5. Resumo

São muitas as causas do desbalanceamento. Antes de decidir balancear a máquina, é recomendável efetuar uma inspeção para determinar a causa e definir o procedimento a ser tomado. A inspeção facilita a correção e impede erros futuros, aumentando a confiabilidade da máquina.

1.5. Efeitos e Tipos de Desbalanceamento

Os inevitáveis erros de massa criam regiões de concentração de massa fora do eixo de rotação do rotor. Ou seja, existirão pontos pesados aleatórios distribuídos pelo rotor.

Por exemplo:

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a) Uma fatia de 2 kg do rotor com empenamento de 1 µm equivale a um ponto pesado de 0.02 g localizado a 100 mm do centro ou 2 g.mm;

b) Uma bolha de Ø = 2 mm a 20 mm do centro de rotação em um rotor de aço cria um ponto pesado de 0.0653 g a 10 mm do centro no lado oposto da secção ou 0.65 g.mm.

Não é possível determinar a posição exata de cada ponto pesado no rotor tanto pelas pequenas dimensões dos erros como pelo fato do rotor estar em rotação. É possível apenas determinar as forças que o rotor exerce sobre os mancais. São forças centrífugas radiais atuantes no rotor e transmitidas aos mancais.

A combinação de todas as forças dinâmicas geradas pelos pontos pesados cria em cada mancal uma força resultante, cuja intensidade e direção dependerão das posições dos pontos pesados. Estas resultantes são características do rotor e giram solidárias com ele.

A Ilustração 1.7 mostra em um exemplo acadêmico, a combinação dos efeitos de 4 pontos pesados na formação das resultantes de desbalanceamento de um rotor. As amplitudes e posições relativas das forças são conhecidas e as resultantes podem ser calculadas e suas posições angulares referenciadas a uma marca fixa no rotor.

Ilustração 1.7 – Exemplo de formação das resultantes do desbalanecamento

Na Ilustração 1.7, os pontos pesados geram as resultantes R1 e R2 que o rotor aplica nos mancais. Se o rotor for um rolo batedor ou um eixo de excêntricos, as resultantes poderão ser calculadas e corrigidas, porém nos casos comuns elas são medidas.

As resultantes R1 e R2 atuam sobre os mancais, representam o efeito do desbalanceamento de todo o rotor.

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R1e R2 atuam em planos diferentes, mas são geradas por um só conjunto de forças, assim seus módulos e direções podem ser quaisquer, iguais ou não. Conceitualmente, pode-se dizer que cada resultante está na direção do desvio do eixo principal de inércia EPI e o módulo proporcional ao tamanho deste desvio, como ilustrado no desenho maior da Ilustração 1.8.

Como os módulos e as direções de R1 e R2 podem ser quaisquer, podem-se imaginar duas situações características:

1º Caso: os pontos pesados estão distribuídos uniformemente em uma linha paralela ao eixo de rotação. O EPI estará paralelo ao ER e as duas resultantes serão iguais em módulo e direção;

2º Caso: os pontos pesados estão divididos igualmente, metade deles concentrados em uma extremidade e a outra metade na outra extremidade, mas no lado diametralmente oposto. O EPI estará inclinado em relação ao ER, cruzando com este exatamente no CG do rotor. As duas resultantes terão módulos iguais e direções defasadas de 180º.

Um rotor enquadrado no 1º caso apresentará em movimento uma tendência de vibração em órbita circular em fase nas duas extremidades. Porém, se for do tipo do 2º caso o movimento orbital das duas extremidades serão também circulares, mas defasados de 180º. Estes dois casos limites estão mostrados nos detalhes a e b da Ilustração 1.8.

Ilustração 1.8 – Relação entre EPI, R1 e R2 e os casos limites.

É lógico, estes dois casos limites não ocorrem na realidade. São situações limites, porém não impossíveis de acontecer. Por exemplo, em uma engrenagem ou polia grande e fina, fixada no centro de um eixo bi-apoiado, é quase certeza a ocorrência do primeiro caso.

Quando em rotação, um rotor com o EPI paralelo ao ER (1º caso limite) gera duas resultantes iguais em módulo e direção, que podem ser combinadas em uma única ‘Força Resultante’. E o resultado da concentração de pontos pesados em uma geratriz do rotor. Este rotor tem uma força resultante e mesmo quando plotado terá uma força gravitacional, do tipo ‘mg’, tentando girar o rotor

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colocando o lado pesado para baixo. Este é chamado Desbalanceamento Estático Puro.

O rotor do 2º caso limite em rotação não apresenta força resultante: as massas estão distribuídas ao redor do eixo de rotação. Contudo, apresentam um ‘Momento Resultante’, ou seja, o efeito do desbalanceamento somente aparece na rotação do rotor. Este é chamado Desbalanceamento Dinâmico Puro.

Qualquer desbalanceamento real é a combinação de uma parcela puramente estática com outra puramente dinâmica. Somente em rotores com diâmetro muito maior que o comprimento (e.g. serra circular, polias, engrenagens, alguns ventiladores, rebolos, etc.) a parcela dinâmica do desbalanceamento (momento resultante) pode ser desprezada, se a rotação não for alta.

1.6. Rotores Rígidos e Rotores Flexíveis

Foi dito nos itens anteriores que os pontos pesados geram forças centrífugas na rotação rotor e que estas forças se somam vetorialmente produzindo as resultantes R1e R2. Tudo isto somente é válido, se os planos radiais que contém cada uma das forças permanecerem imóveis um em relação ao outro. Isto impõe a condição que o rotor seja rígido.

A palavra rígido neste texto é usada em termos reais, ou seja:

Um rotor é considerado rígido quando as deformações elásticas que ocorrem em serviço não são suficientes para influenciar significativamente as resultantes R1e R2 do desbalanceamento.

O conceito de rigidez do rotor é bastante complexo englobando inclusive a relação entre as flexibilidades do conjunto rotor-eixo e a dos mancais. Quanto maior a flexibilidade dos mancais mais o rotor podem ser considerados rígidos.

A Ilustração 1.9 mostra em escala exagerada as deformações um rotor flexível e sua transformação em rotor rígido com o aumento da flexibilidade dos mancais.

Convêm reafirmar que os comentários feitos nesta unidade e os próximos da Unidade 2 a seguir, só se aplicam a rotores rígidos inclusive os rígidos no sentido da Ilustração 1.9.

Ilustração 1.9 – Representação Coreográfica do efeito da flexibilidade dos mancais.

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CAPÍTULO 2. TÉCNICAS DE BALANCEAMENTO

2.1. Balanceamento Dinâmico

Qualquer rotor possui força e momento resultantes do desbalanceamento.

Em alguns casos o momento resultante pode ser negligenciado por ser muito pequeno ou por não afetar o funcionamento normal de determinada máquina. Nestas condições aceita-se apenas o balanceamento estático.

Na imensa maioria das vezes é necessário corrigir também o momento resultante: é necessário usar o balanceamento dinâmico que por si mesmo já envolve o estático.

O balanceamento dinâmico consiste em medir as duas forças resultantes, nos dois planos de balanceamento e proceder sua anulação pela colocação de duas massas corretoras.

O mercado oferece muitas balanceadoras de alta qualidade que executam com precisão o balanceamento dinâmico.

Uma balanceadora dinâmica é antes de tudo um artefato de grande perfeição mecânica. Mesmo um ótimo projeto não fará um bom balanceamento se não houver requintes mecânicos apurados aliados a um excelente conjunto estrutura - fundação.

Atualmente a eletrônica digital e a matemática contida nos DSP' s (Digital Signal Processor) aumentaram a versatilidade das balanceadoras. As técnicas digitais de tratamento de sinais eliminaram a necessidade de fundações especiais para as balanceadoras. A mesma Qualidade de balanceamento hoje é alcançada com a balanceadora colocada em cima de um caminhão. As balanceadoras atuais são máquinas incríveis sejam manuais, semi-automáticas ou totalmente automáticas para linhas de montagem.

Com técnicas eletrônicas analógicas ou digitais, as balance adoras podem:

• Balancear em qualquer rotação (rotores rígidos);

• Corrigir as leituras de força dos planos dos mancais para os planos de balanceamento;

• Já apresentar o resultado em gramas para as massas corretoras;

• Indicar a posição angular de correção em graus - 0° a 360° - dividir a massa em posições possíveis de correção pré- fixadas;

• Indicar a posição do rotor parado para facilidade ao operador;

• Catalogar os rotores balanceados para montagem de banco de dados.

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A Ilustração 2.1 mostra uma máquina balanceadora manual moderna, com sistema de pulso eletrônico de medição das fases, acionamento por cardã, mancais moles ou duros e tratamento digital.

No balanceamento de rotores os erros de distribuição de massa de um extremo tende a afetar a vibração e as medidas do outro extremo do rotor. É o efeito cruzado que dificulta o balanceamento e impede sua perfeita correção.

Nas máquinas duras, o rotor é impedido de vibrar e, quanto mais duros os pedestais, menor a chance de manifestação do efeito cruzado. Se o rotor a balancear estiver com grandes erros de massa é possível que a balanceadora exceda seus limites de linearidade e com isto ocorram medições não corretas. Porém, à medida que o excesso de desbalanceamento for eliminado, o efeito cruzado é reduzido, as medidas são mais perfeitas e o desbalanceamento residual converge para valores muito baixos.

Nas máquinas moles, o rotor tem liberdade de vibração e efeito cruzado se manifesta mais intensamente não como um defeito, mas sim como uma característica normal. A eliminação do efeito cruzado nas medidas é feito através do circuito eletrônico com técnicas de compensação. Aqui também vale lembrar que rotores com grandes erros de massa tiram a máquina de suas melhores condições e a qualidade final será alcançada com um número maior tentativas.

Atualmente dispõe-se de balanceadoras para rotores de 1 grama até muitas toneladas, com excelentes níveis de qualidade.

Ilustração 2.1 – Esquema de uma balanceadora dinâmica

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Ilustração 2.2 – Exemplo de balanceadora dinâmica

Ilustração 2.3 – Exemplo de balanceadora dinâmica de grande porte

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Ilustração 2.4 – Exemplo de balanceadora dinâmica de grande porte

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CAPÍTULO 3. QUALIDADE DE BALANCEAMENTO

3.1. Introdução

Sabendo executar o balanceamento de um rotor por qualquer processo, é preciso avaliar e julgar sua qualidade. É importante saber especificar o grau de balanceamento ideal para cada máquina.

Balancear é sempre uma atividade econômica, pois o desempenho, a produtividade, a qualidade dos bens produzidos e a vida útil das máquinas são grandemente melhoradas.

Não é possível eliminar totalmente o desbalanceamento, sempre ficará um resíduo.

O problema agora é saber até que ponto este resíduo é prejudicial. Com esta informação é possível estabelecer critérios para o balanceamento, para manutenção e até para previsão da vida útil dos mancais.

A seguir serão apresentadas as formas de quantificação do desbalanceamento, as normas internacionais, formas de verificação do balanceamento e também alguns exemplos.

3.2. Quantificação do Desbalanceamento

O desbalanceamento é caracterizado por um ponto pesado que é em essência uma massa adicional situada a uma certa distância do eixo de rotação do rotor. Por exemplo: 8 gramas a 26 mm do eixo. No rotor, raramente é possível ver 8 g na posição de 26 mm, mas é possível sentir o efeito de 8 g a 26 mm, ou a 10 mm, ou a 50 mm.

O desbalanceamento e por isso sempre quantificado massa x distância com unidade [g.mm]: 8 g a 26 mm dá um desbalanceamento de 208 g.mm.

Por exemplo, o rotor com 208 g.mm de desbalanceamento deverá ser balanceado até que o número 208 abaixe para um mínimo aceitável.

Este mínimo admissível é chamado nas normas de Desbalanceamento Residual Permissível, tem o símbolo U e unidade [g.mm].

[g.mm] distância x massaU ==== (3.1)

O desbalanceamento residual permissível depende da massa do rotor: quanto mais pesado o rotor maior poderá ser o residual. Definiu-se então o Desbalanceamento Residual Especifico que vale o desbalanceamento residual permissível dividido pela massa do rotor e tem o símbolo e.

====kg

g.mm[kg]rotor do massa

Ue (3.2)

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Lê-se: tanto de desbalanceamento por cada quilo de massa do rotor.

Quanto maior a rotação do rotor, menor deve ser o desbalanceamento residual, pois a força centrífuga aumenta com o quadrado da rotação ( ]N[meωF 2

Cent ==== ).

Com base em muitos anos de experiência, os especialistas decidiram que o produto da rotação em radianos/segundo pelo desbalanceamento residual específico deve ser constante - para aumentar a rotação tem que diminuir o resíduo especifico:

========kg.sg.mm

constantee.ωG (3.3)

Onde:

G: Qualidade de Balanceamento.

Para atender a grande variedade de rotores foi preciso atribuir para cada tipo de rotor um valor para aquela constante. Por exemplo, um girabrequim de navio tem a constante igual a 4000, um ventilador 4.7 e um giroscópio 0,4.

Esta constante foi denominada G e normalizada de 4000 a 0.4 em função do tipo do rotor e sua aplicação. G é chamada de Qualidade de Balanceamento.

A tabela 3.1 reproduz a indicação da norma ISO 1940/1 Balance Quality of Rotating Rigid Bodies.

3.3. Exemplo de Uso da Norma ISO 1940/1

Rotor com grau de qualidade 5.2, massa 40 kg e rotação máxima 3550 RPM.

SOLUÇÃO:

Rotação:

====ππππ====

ππππ====ωωωωsrad

75,371603550..2

60n..2

Com G = 5.2, o desbalanceamento residual permissível, vale

[[[[ ]]]]mm.g56075,37140.1000.2,5

U ========

Se o rotor for simétrico, em termos de massa, cada plano de balanceamento terá metade de U, ou seja: U por plano = 280 g.mm.

3.4. Avaliação do Desbalanceamento pela Vibração

O desbalanceamento de rotores e eixos provoca tensões mecânicas e vibrações, com suas conseqüências danosas para as máquinas. As tensões mecânicas por si só não são vistas ou sentidas pelo operador, os responsáveis pela máquina verão seus efeitos quando estes acontecerem. As vibrações, porém, dão informação imediata da quantidade de desbalanceamento, de modo que o usuário as

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perceba e avalie o grau de desbalanceamento do rotor. Com isto, a ação corretiva mais adequada pode ser planejada criteriosamente.

A avaliação do desbalanceamento deve ser feita com cuidado, pois infelizmente as outras fontes de vibração na máquina, confundem a avaliação.

Se o balanceamento é feito em máquinas balanceadoras, o desbalanceamento residual em gramas x milímetros é obedecido e a vibração resultante e as tensões geradas são sempre baixas.

Já no balanceamento de campo, o desbalanceamento residual é avaliado pela vibração na estrutura da máquina, e isto não permite uma quantificação satisfatória.

Mesmo que a vibração resultante seja baixa a máquina pode estar sob tensão. Existem nas medidas da vibração do desbalanceamento contribuições de outros erros que se manifestam também em uma vez a freqüência de rotação, tais como: desalinhamento, folgas, desbalanceamento de outras partes rotativas, etc.

Contudo, vários pesquisadores e técnicos dedicaram muito esforço e estabeleceram critérios válidos para avaliar as vibrações das máquinas, incluindo o desbalanceamento.

Muitos dos trabalhos pioneiros ainda são bem aceitos hoje, ou integralmente, ou com valores adaptados aos casos particulares.

Da experiência acumulada destes pesquisadores nasceram as normas internacionais muito respeitadas hoje pelos profissionais envolvidos na análise de vibrações de máquinas e equipamentos.

O curso Análise de Vibração Básico trata dos critérios de avaliação dos níveis de vibração.

Tabela 3.1 - Graus de Qualidade de Balanceamento pela Norma ISO-1940/1

G Tipos de Rotores - Exemplos Gerais 4000 Conjunto girabrequim de motores marítimos lentos com número ímpar de

cilindros;(3,4) 1600 Conjunto girabrequim de grandes motores 2 tempos montados rigidamente; 630 Conjunto girabrequim de grandes motores 4 tempos montados rigidamente;

Conjunto girabrequim de motores Diesel marítimos com montagem flexível; 250 Conjunto girabrequim de motores Diesel 4 cilindros, rápidos montados

rigidamente; 100 Conjunto girabrequim de motores Diesel rápidos com 6 ou mais cilindros;

Motores completos (gasolina ou Diesel) para carros, caminhões ou locomotivas;(5)

40 Roda de carro, aro de roda, conjunto de roda, conjunto de eixos; Conj. Girabrequim de motores rápidos com montagem flexível, 4 tempos com 6 ou mais cilindros; Conjunto girabrequim para motores de carro, caminhões e locomotivas;

16 Conjunto de eixos (propulsão, cardã) com requisitos especiais; Partes de máquinas de moagem;

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Partes de máquinas agrícolas; Componentes individuais de motores (Diesel ou gasolina) para carros, caminhões e locomotivas; Conjunto girabrequim de motores de 6 ou mais cilindros com requisitos especiais;

6.3 Partes de máquinas industriais; Engrenagens de turbinas marítimas (serviço mercante); Tambores de centrífugas; Cilindros de máquinas de papel, cilindros de gráficas; Ventiladores; Rotores de bombas; Rotores montados de turbinas a gás para aviação; Volantes; Partes de máquinas ferramentas e de máquinas em geral; Rotores elétricos médios e grandes (h > 80 mm) sem requisitos especiais; Rotores elétricos pequenos usados com isoladores ou em locais insensíveis a vibração; Partes individuais de motores com requisitos especiais;

2.5 Turbinas a vapor e a gás, incluindo as usadas na marinha mercante; Rotor rígido de turbo-gerador; Winchester para computadores; Turbo compressores; Acionamentos de máquinas ferramentas; Rotores elétricos médios e grandes com requisitos especiais; Rotores elétricos pequenos com requisitos especiais; Bombas acionadas por turbinas;

1 Conjunto tape-deck e toca-discos; Conjunto de retifica; Pequenas armaduras elétricas com requisitos especiais;

0.4 Mandris, rebolos e armaduras de retificas de precisão; Giroscópios.

1 – ω = 2*π*n/60 ω ≈ n/10 [rd/s] n [RPM] 2 - Em geral para rotores rígidos com 2 planos de balanceamento, metade do desbalanceamento residual recomendado é tomado para cada plano; estes valores se aplicam a qualquer plano escolhido, mas o balanceamento pode ser melhorado se forem próximos aos mancais.

3 - Conjunto girabrequim inclui o girabrequim, volante, embreagem, polia, neutralizador de vibração, porções rotativas das bielas etc.

4 - Para esta norma, motores Diesel lentos são aqueles com velocidade do pistão menor do que 9 m/s. E os rápidos são aqueles com velocidade do pistão maior do que 9 m/s.

5 - No motor completo a massa do rotor é a soma de todas as massas anexadas ao conjunto girabrequim.

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CAPÍTULO 4. BALANCEAMENTO COM BALANCEADORAS

4.1. Introdução

O mercado atualmente oferece muitas opções de balanceadoras, tanto no processo adotado como nos recursos disponíveis. Como acontece em todas as áreas existem marcas tradicionais e enorme reputação. Se alguém for comprar uma balanceadora para vender serviço de balanceamento convém respeitar a opinião geral e comprar aquela marca famosa. Os clientes não discutem.

Não pretendo ser o dono da verdade, mas em fotografia a marca é Nikon, existe a Canon, mas não é igual à reputação, mas se o fotógrafo aparecer com uma Leica mecânica... Geladeira e fogão é Brastemp, existe a Consul. Na minha casa é Dako.

Balanceadora é Schenck. Não importa o preço. O cliente não discute.

Se for para serviços próprios qualquer marca boa vale.

4.2. Como especificar?

Quem precisar de uma balanceadora tem que saber:

1. Qual a faixa de massa dos rotores a balancear? Algumas gramas? 4 toneladas?

2. Qual a faixa de qualidade é necessária? G2.5, G1 ...

3. Precisa ser automática para trabalhar em linha de montagem? Ou será para manutenção de vários tipos de rotores?

4. Precisa gerenciar informações? Guardar dados de rotores e outros procedimentos?

A forma de acionamento também deve ser escolhida. A mais tradicional é o acionamento por cardã. É mais fácil de trabalhar mantém fácil a rotação de balanceamento, mas é preciso fabricar uma luva de adaptação para cada tamanho de ponta de eixo. Existe o acionamento por cinta que não precisa de luva, mas dependendo do diâmetro que pegar tem que ajustar a rotação. Tem o pneuzinho que aciona o rotor por contato. E assim muitas opções.

Quem balanceia em rotações maiores rotores que tem fluxo de ar, precisa de câmara de vácuo para reduzir a potência necessária do motor.

4.3. Comparação entre Balanceadoras Duras e Moles

Para máquinas menores, até 12 toneladas, existe preferência para máquinas duras devido à simplicidade de operação. Elas necessitam de roletes perfeitos, que é o grande problema das máquinas maiores. Nas máquinas moles, os roletes mesmo facetados não criam problemas.

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Não existe diferença de sensibilidade entres as duas. As duras não são adequadas para rotores de massa semelhante às partes da máquina. Em outras palavras, uma máquina mole de 2500 kg, balanceará um rotor de 5 kg, a dura talvez não.

As moles terão dificuldade com desbalanceamentos iniciais grandes, erros grosseiros. Elas trabalham acima da 1ª crítica e podem não conseguir passar por ela.

As moles têm menor preço, devido à construção mais barata.

Existe também a vantagem das duras devido à primeira medida ser mais direta, sem necessitar aplicar massas de teste.

Alguém disse que tem CEMB Italiana e várias Schenck e IRD. A CEMB é mais barata, trabalha com computador PC com software 3D para 1 e 2 planos.

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CAPÍTULO 5. BALANCEAMENTO DE CAMPO 5.1. Introdução

O balanceamento de campo é uma técnica utilizada em várias situações para corrigir o desbalanceamento de massa de algum rotor de uma máquina específica.

Não vamos discutir aqui se é melhor ou pior do que o balanceamento em balanceadoras próprias. Somente vamos considerar que é mais um recurso que pode ser usado na solução dos problemas cotidianos. Dependendo das circunstâncias a escolha de qualquer solução pode ser um grande desafio, muito sujeito a críticas, como tudo na vida.

Como já foi comentado e explicado o desbalanceamento é essencialmente o resultado de uma coleção de erros de massa, os chamados pontos pesados. Espalhados no rotor de forma aleatória, os resultados se manifestam de modo estático ou dinâmico ou em uma combinação dos dois. De qualquer modo, o desbalanceamento gera forças de massa, em rotação, forças centrífugas que aplicadas nos mancais da máquina desbalanceada esforçam os mancais, pontas de eixo e estruturas. Essas forças além de reduzirem a vida útil, provocam vibrações. Como as forças são radiais ao rotor, as vibrações produzidas também serão radiais, a não ser em rotores em balanço. A vibração de desbalanceamento tem características bem definidas que garantem o diagnóstico de desbalanceamento e fornecem condições de determinar as correções necessárias.

Vibração bem definida tem a forma de vetor, com direção, amplitude, sentido e defasagem bem definidos. A Figura abaixo mostra um espectro característico de desbalanceamento.

Ilustração 5.1 – Espectro típico de desbalanceamento.

Além do aspecto do espectro, o diagnóstico preciso do desbalanceamento precisa de informações da fase: “a fase do desbalanceamento é muito estável”.

Tendo certeza que a vibração é devida ao desbalanceamento, é possível usar a vibração para a correção do rotor.

Em qualquer método de balanceamento de campo é preciso usar um desbalanceamento conhecido para calibrar a sensibilidade do sistema.

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Um desbalanceamento conhecido é conseguido colocando uma massa conhecida em um raio conhecido. Chamados massa de teste (mT) e raio de teste (rT). Por exemplo: 4.5 g a 122 mm = 549 g.mm. A posição angular deve ser marcada, talvez chamá-la de 0º. Esse desbalanceamento proposital deve ser suficientemente grande para alterar a vibração em amplitude e fase e ao mesmo tempo suficientemente pequeno para não colocar a máquina em risco.

Agora vamos trabalhar com alguns métodos de balanceamento de campo.

5.2. Método dos 3 Pontos

Esse método é usado por quem está sem medidas de fase. Ele trabalha só com as amplitudes de vibração. Simples de entender e de executar tem como grande desvantagem a necessidade de rodar a máquina por 4 vezes. Porém, resolve bem.

Procedimento:

Vamos resolvê-lo por partes.

Com a máquina diagnosticada como desbalanceada, é coerente afirmar que a vibração medida como global (sem filtro) seja atribuída ao desbalanceamento

No rotor a balancear faz-se uma divisão de 3 posições angulares. A forma mais fácil é dividi-lo em 120 º. Isso define as posições 1,2 e 3. Serão feitas 4 medidas:

• Vibração sem nenhuma massa de teste. A vibração original V0;

• Vibração com a massa de teste na posição 1. Essa é a vibração V1;

• Vibração com a massa de teste na posição 2. Essa é a vibração V2;

• Vibração com a massa de teste na posição 3. Essa é a vibração V3.

A 1ª medida é a vibração original e chamada de V0. É a ação do desbalanceamento a ser corrigido. A vibração pode ser medida em qualquer parâmetro, ou seja: deslocamento, velocidade ou aceleração. Com qualquer instrumento, em qualquer direção radial. A exigência é manter a forma de medição durante todo o procedimento.

Para a solução gráfica, desenha-se em um papel um circulo completo com raio correspondente à amplitude de V0.

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Exemplo:

Se a vibração original for 8 desenha-se um círculo de raio 8, ou 4 ou 2 ou em qualquer escala conveniente. Nesse círculo desenhado no papel, reproduz-se a mesma divisão angular feita no rotor e marcam-se os pontos 1, 2 e 3 sobre o círculo.

Com uma massa de teste mT = 4.5 g colocada na posição 1 – 0º, a vibração passou para V1 = 11.05.

Retira-se a mT de1 e coloca-se na posição 2 – de 120º, a vibração passou para V2 = 3.82.

Retira-se a mT de 2 e coloca-se na posição 3 – de 240º, a vibração passou para V3 = 15.09.

Com essas medidas, volta-se ao gráfico e traça-se 3 arcos de círculo.

Com centro em 1, um arco de círculo de raio V1,

Com centro em 2, um arco de circulo de raio V2

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Com centro em 3, um arco de círculo de raio V3

Do centro do círculo de V0 até a intersecção ou o centro da pequena área circunscrita, neste sentido, tem-se a direção de colocação da massa de correção e a dimensão deste vetor é proporcional ao efeito da massa de teste mT

Se não ocorrerem erros grosseiros, os 3 círculos determinarão um ponto de intersecção, ou uma pequena área.

A massa de correção, mc, será calculada por:

OPV

mm 0TC ==== (5.1)

Visualmente, neste exemplo, o trecho OP ficou menor do que o raio V0. Então a massa de correção será maior do que a de teste. Se a pequena área tivesse ficado fora do círculo V0 a massa de correção seria menor do que a de teste.

5.3. Método Vetorial de Um Plano

Esse método precisa medir a vibração como um vetor, um elemento que tem amplitude e fase.

A instrumentação deve possuir recurso de medição de fase. Esta fase em relação a qualquer coisa que gire junto com o rotor. Existem vários tipos de sensores de fase, os óticos, os magnéticos ou capacitivos. Muito comum é o uso dos sensores óticos por luz ou laser. Uma marca branca em um eixo escuro, ou uma fita refletiva colocado no rotor e o sensor fixado externamente. Alguns podem ser colocados a 1 m de distância.

A Ilustração 5.2 abaixo mostra um esquema comum:

• Máquina;

• Planos de Balanceamento;

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• Acelerômetro;

• Sensor de Fase Ótico;

• Analisador.

Ilustração 5.2 – Esquema comum de balanceamento

Com a instrumentação mostrada acima a medida de vibração fica com o seguinte aspecto:

40º a mm/s 8V0 ====

Então convém usar notação vetorial. Assim:

40º a s

mm 8V0 ====

r

Procedimento:

Primeira coisa é garantir que a vibração é realmente devida ao desbalanceamento.

Com o analisador em espectro e com o sensor de fase conectado à entrada de trigger, medir a vibração na freqüência de rotação do rotor a ser balanceado em módulo e fase. Essa é a vibração original. Sem nenhuma ação no rotor. É

chamada de 0Vr.

A solução gráfica consiste em desenhar um papel um conjunto de eixos cartesianos com a marcação de ângulos no mesmo sentido de rotação como olhando para a máquina.

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Ilustração 5.3 – Esquema de solução gráfica

Procedimento:

1. Desenhar os eixos ortogonais com a numeração de angular no mesmo sentido da rotação do rotor a balancear

2. Medir a vibração original, neste exemplo:

40º a mm/s 8V0 ====

3. Plotar este vetor com uma escala apropriada;

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4. Colocar uma massa de teste compatível com o rotor, em uma posição qualquer (raio e ângulo), e marcar esta posição no rotor;

5. Medir a vibração resultante:

11º a mm/s 54,31V1 ====r

;

6. Plotar no gráfico na mesma escala

de 0Vr;

7. Fazer a operação vetorial

01ef VVVrrr

−−−−====

efVr

é o efeito da massa de teste na

máquina;

8. Medir no gráfico, usando a mesma

escala, o tamanho de efVr

;

9. Medir o ângulo β no gráfico. Verificar

o sentido de efVr

até 0Vr.

Atenção: observar bem o sentido de

giro de efVr

até 0Vr.

10. Agora é preciso virar efVr

de βº para ficar posicionado contra a vibração

original 0Vr. Para conseguir isso, é preciso girar no rotor a massa de teste de βº no

mesmo sentido do giro de efVr

no gráfico.

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No rotor, girar a massa de teste do mesmo ângulo β, sobre o rotor na mesma direção do que no gráfico.

Substituir a massa de teste por uma de correção, baseado no tamanho de efVr

segundo a equação:

ef

0TCV

Vmm r

r

==== (5.2)

11. Depois de colocada a massa de correção, mede-se a vibração final e se aceita ou não a qualidade do balanceamento feito. Se estiver nos padrões, o

serviço está encerrado, se não com a nova vibração 1Vr refazer todo o

procedimento com o 0Vroriginal.

Divisão da Massa de Correção:

Em algumas situações coincide que a massa de correção deve ser colocada em alguma posição angular não disponível. Hélices, girabrequim, rotores elétricos têm lugares específicos para colocação de massas de balanceamento. Se a indicação cair fora delas, a massa deve ser dividida em duas nas posições mais próximas para ter o efeito esperado.

As Figuras abaixo mostram alguns exemplos de divisão de massa – uma massa de 8 g.

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Ilustração 5.4 – Exemplos de gráficos

5.4. Balanceamento Vetorial de 2 Planos

O balanceamento de Campo em 2 Planos é semelhante ao de um plano. Só que o trabalho manual é bem maior, não mais difícil.

Princípio Básico do Método Vetorial:

1. Medir a vibração original;

2. Aplicar um desbalanceamento conhecido, massa de teste e raio de teste;

3. Medir a vibração resultante;

4. Determinar o efeito da massa de teste na vibração da máquina;

5. Calcular a correção necessária para anular a vibração original.

No balanceamento em dois planos o procedimento básico é o mesmo, mas quando a massa de teste é colocada em cada um dos planos é preciso verificar a sensibilidade da massa nos dois planos.

É então conveniente usar dois índices nas notações da vibração: o índice 1 para o plano 1 e o índice 2 para o plano 2. Assim tem-se;

• V10 – a vibração original no mancal 1 próximo do plano 1;

• V20 – a vibração original no mancal 2 próximo do plano 2;

• V11 – a vibração resultante no plano 1 com a massa de teste no plano 1;

• V12 – a vibração resultante no plano 1 com a massa de teste no plano 2;

• V22 – a vibração resultante no plano 2 com a massa de teste no plano 2;

• V21 – a vibração resultante no plano 2 com a massa de teste no plano 1;

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• Vef11 – o efeito no plano 1 com a massa no plano 1;

• Vef12 – o efeito no plano 1 com a massa no plano 2;

• Vef21 – o efeito no plano 2 com a massa no plano 1;

• Vef22 – o efeito no plano 2 com a massa no plano 2.

Medir e plotar as vibrações originais: V10 e V20;

Colocar massa de teste no plano 1 e medir V11 e V21.

Determinar os efeitos das duas massas nos dois planos

Deixar só os vetores efeito, Vef11 e Vef21

Colocar massa de teste no plano 2 e medir V12 e V22. Plotar esses vetores.

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Determinar os efeitos das duas massas nos dois planos

Deixar no gráfico somente os vetores originais e os dois efeitos em cada plano.

Alterar simultaneamente os tamanhos e posição das duas massas de testes, para que seus efeitos, Veff11 e Vef21 anulem V10, e Vef22 e Vef12 anulem V20.

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CAPÍTULO 6. SOFTWARES DE BALANCEAMENTO DE CAMPO

O balanceamento Vetorial trabalha com Amplitude e fase, isso em matemática significa números complexos do tipo (a + jb).

No balanceamento em 1 plano o efeito da massa de teste tem de se transformar em um vetor igual e oposto à vibração original, segundo a expressão:

0efP VV.O −−−−==== (6.1)

Como se lê: o operador PO atua sobre o efeito efV para transformá-lo em 0V em

sentido oposto.

No caso de 1 plano, a solução gráfica para determinar o Operador é mais simples do que a solução matemática.

No balanceamento de 2 planos, a lógica é a mesma, só que bi-dimensional. Assim tem-se:

2

1

22ef12ef

21ef11ef

20

10

O

O.

VV

VV

V

V

==== (6.2)

Como se lê: os operadores 1O e 2O atuam nos 4 efeitos e criam vetores iguais e

opostos às vibrações originais 10V e 20V . Este procedimento é pesado para fazer na

mão (nossos avós faziam). Para nós é muito mais conveniente fazer por software. Existem vários softwares disponíveis. Inclusive com download livre.

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CAPÍTULO 7. CARACTERÍSTICAS DE UNIDADES GERADORAS PARA O BALANCEAMENTO

7.1. Referências

• Jens Trampe Broch – B & K 1984 – “Mechanical Vibration and Shock Measurements”;

• Willian T. Thompson – Interciência 1978 – “Teoria da Vibração”;

• Vladislavlev, L. A. – Amerind Publishing 1979 – “Vibration of Hydro Units in Hydroelectric Plants”;

• Márcio T. A., Ricardo D. S. G. – FUPAI 1993 – “Manutenção Preditiva Usando Análise de Vibrações”;

• Ricardo D. S. Góz – Fupai 2000 – “Balanceamento de Rotores”;

• SILVA, 1999 apud BRAUN & DATNER, 1975;

• Normas e Recomendações Técnicas: VDI – 2056/64, 2059/82, 2060/66; ISO – 2631/78, 2372/74, 1940/73, 2373/70; DIN – 45665/68; BS – 4675/71; ANSI – 5217/80.

7.2. Introdução

As causas mais comuns de vibração em uma Unidade Geradora são:

• Desbalanceamento Mecânico;

• Desbalanceamento Magnético;

• Excitações hidráulicas.

Todas estas causas geram forças dinâmicas e podem aparecer isoladamente ou simultaneamente ou ainda combinadas.

O desbalanceamento mecânico é uma causa comum e é corrigido com a correção da distribuição de massa do conjunto girante. Nas Unidades Geradoras é mais comum corrigir a distribuição de massa, adicionando massas de correção em locais estratégicos. Nas máquinas de Utilidades pode-se optar entre colocar ou retirar massa de correção.

É importante ter certeza que a vibração a ser corrigida seja mesmo causada por desbalanceamento de massa. É perda de tempo e dinheiro tentar corrigir outros problemas com a operação de Balanceamento.

Para qualquer máquina, deve-se executar o balanceamento com o menor número possível de partidas. Também não é conveniente colocar muitas massas de correção. Para um novo balanceamento é recomendável retirar as massas colocadas anteriormente.

Os possíveis erros de montagem, tais como: desalinhamento, acoplamentos, desnivelamento, geram vibrações às vezes intensas, mas não podem ser

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corrigidas pelo balanceamento. Inclusive, o balanceamento só deve ser feito depois da correção dos outros erros.

Também os erros de uso, tais como: roçamento e empenamento, devem ser corrigidos antes do balanceamento ser aplicado.

O desbalanceamento mecânico em um rotor é caracterizado por uma excentricidade de massa, a qual faz com que seu centro de gravidade (cg) não coincida com seu Centro geométrico (Cg) e este não coincida com o Centro de Rotação (CR).

Em um rotor perfeitamente balanceado, as forças radiais decorrentes de sua rotação e massa se anulam, mantendo o rotor em equilíbrio. A Ilustração 7.1 representa esquematicamente o comportamento de um rotor girando com rotação ω [rad/s] com as forças de massa geradas pela rotação.

Ilustração 7.1 - Representação de um rotor girando com rotação ω e as forças de massa desenvolvidas.

Um rotor real é constituído por infinitas massas pontuais. Em um rotor real desbalanceado, a soma de todas as forças de rotação não é nula. A resultante aplica esforços na estrutura da máquina e provoca vibração. As forças são todas vetoriais com módulo, direção e sentido. São forças centrífugas, com a seguinte equação:

2i

n

1iiC .d.mf ωωωω==== ∑∑∑∑

==== (7.1)

Onde:

Wi ou mi: Massas desbalanceadas;

di: Distancias ao eixo de rotação;

ω: Rotação do rotor em [rad/s].

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Se o rotor estiver excêntrico de δ [mm] toda a massa do rotor gerará uma força centrífuga devido à excentricidade δ. Nos casos reais o balanceamento só consegue corrigir se a excentricidade for bem pequena.

A força centrífuga tem módulo constante enquanto a rotação permanecer constante. Mas se alguém mede a vibração provocada em uma determinada direção radial, para este observador, a força será senoidal. A vibração resultante desta força também será senoidal com a mesma freqüência ω. Ilustração 7.2 abaixo.

Ilustração 7.2: Movimento periódico de um desbalanceamento

Disto saí a principal característica de diagnóstico do desbalanceamento: Vibração em 1x.

Os rotores devem ser balanceados na última etapa de fabricação (ou montagem). É o caso de rodas, ventiladores, bombas, e muitos outros.

No caso de máquinas muito grandes, típicas Unidades Geradoras, não é possível ou viável ter uma balanceadora. No máximo se faz um equilíbrio estático.

Então se aplica o balanceamento de campo no rotor na época do comissionamento.

Os fabricantes quando vão montar o rotor procurar colocar em posições opostas, partes com mesma massa, visando com isso minimizar o erro de massa final.

A força de desbalanceamento é gerada no rotor e então é aplicada no rotor. Ela atua na estrutura do rotor, força os mancais e flete o eixo. Estas forças de reação equilibram a excitação. A Ilustração 7.3 mostra as forças atuantes.

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Ilustração 7.3: Efeitos da força desbalanceadora.

Se as forças, e a vibração, forem excessivas, todos os elementos da máquina serão esforçados, especialmente os mancais de guia que tem pequenas folgas.

7.3. A Correção

O conjunto rotativo de uma Unidade Geradora é composto do Gerador, eixo, acoplamento, eixo, e rotor da turbina. O elemento mais acessível é o gerador com seus dois mancais, o superior e o inferior. Ele também tem a maior inércia, chamada GD2 [kg.m2]. Então as adições de massa para balancear são colocadas no rotor do gerador, para que a vibração atinja níveis aceitáveis.

A Ilustração 7.4 mostra o fundamental do balanceamento. Determinado onde está o ponto pesado, a posição da resultante do desbalanceamento, a massa de correção é colocada em uma posição diametralmente oposta (adição de massa).

Nas Unidades Geradoras, o eixo é fabricado com segundo grande controle de qualidade e o seu diâmetro é bem menor do que o do gerador.

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Ilustração 7.4 - Exemplo de colocação de massa no gerador.

O rotor da turbina está sujeito a desgastes, se acontecer cavitação, por exemplo, ela deve ser corrigida o mais rápido possível, em outra atuação de manutenção. Além disso, existem algumas dificuldades inerentes ao rotor da turbina:

1. O acesso ao rotor da turbina é quase impossível;

2. Não existem pontos de colocação de massas corretoras;

3. Colocada uma massa, a alteração de posição para refinamento é inviável;

4. O rotor da turbina é balanceado estaticamente na fabrica.

Com estas observações o balanceamento de campo aplicado em Unidades Geradoras é feito no rotor do gerador, mesmo sabendo que o possível erro possa estar no rotor da turbina.

Mas também é observado que o gerador é a principal fonte de desbalanceamento mecânico da Unidade. Ele é formado de muitas partes e tem chances de desbalancear e tem muitos locais de colocação de massas de balanceamento, a fixar com solda ou com parafusos.

O rotor do Gerador pela sua função tem ainda outro grupo de grandes forças atuantes: as forças magnéticas.

7.4. Desbalanceamento Magnético

A interação magnética entre os pólos do rotor e do estator de um gerador de Usina desenvolve imensas forças radiais e tangenciais no entreferro. Com as associações de densidade de fluxo, saturação no circuito magnético, valor do entreferro e forças magnéticas de atração e repulsão, vem à conclusão a vibração do rotor dentro do estator cria forças magnéticas que interagem com a vibração. A Ilustração 7.5 mostra um exemplo de variação de entreferro e suas conseqüências.

Ilustração 7.5 - Desequilíbrio magnético

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Para uma determinada corrente de campo, a densidade de fluxo é inversamente proporcional ao tamanho do entreferro. A força magnética é proporcional ao quadrado da densidade de fluxo, ela também será proporcional à dimensão do entreferro.

Em uma condição ideal de entreferro perfeitamente uniforme em toda periferia do rotor, as forças magnéticas estarão equilibradas com resultante nula. Se essa perfeição não existir, acontecerá o desequilíbrio magnético.

A força radial do desequilíbrio magnético, o empuxo magnético, é grande, da ordem de:

(((( ))))Estator do Interna Área.gδ

20.Fempuxo ==== (7.1)

Onde:

δ: É a variação do entreferro [mm];

g: É o valor nominal [mm];

Área Interna do Estator: Perímetro x Altura [m2].

Exemplo: rotor com Ø = 12 m, altura h = 1.5 m, entreferro g = 25 mm, o empuxo magnético será de 45 toneladas força por mm de desvio radial no gerador. Esse empuxo aparece com a máquina energizada. A freqüência da força magnética é 2x fgerada, de 120 Hz.

As causas das forças magnéticas podem ser:

• Desbalanceamento mecânico;

• Não circularidade do rotor;

• Não circularidade do estator;

• Desvio radial do eixo;

• Não uniformidades no circuito magnético (curto-circuito).

Sozinho, o desbalanceamento mecânico pode deslocar o rotor do centro magnético do estator e com isto, gerar forças magnéticas não equilibradas. Às vezes, o sintoma de erros magnéticos é causado pelo desbalanceamento mecânico.

Portanto, às forças desbalanceadoras por excentricidade de massa já citadas, deverá ser somado o empuxo magnético quando o gerador for excitado.

Os efeitos do desbalanceamento magnético aumentam com o aumento da potência gerada, pois o fluxo magnético é proporcional à corrente de campo.

A tentativa de adicionar uma massa de balanceamento em certa condição magnética pode até reduzir a vibração final, mas se mudar a condição de

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excitação, a vibração pode atingir níveis críticos. Se ocorrer uma rejeição de carga, a turbina acelera, e a situação pode ficar muito mais perigosa.

Curto-circuito nas bobinas de um pólo faz reduzir a densidade de fluxo no entreferro, desequilibrando as forças magnéticas do rotor. Em máquina com mais de 8 pólos, o efeito na vibração é pequeno.

As Ilustrações 7.6.a, 7.6.b e 7.6.c mostram registros de vibração nos mancais antes da colocação de massas corretoras (esquerda), efeito da correção das massas (centro) e, corrigida por massa, mas com excitação (direita). Observe que a freqüência da vibração de origem magnética é = o dobro da rede.

Ilustração 7.6.a – Vibrações oscilografadas nos mancais de uma máquina antes da adição de massas de correção

Ilustração 7.6.b – Vibrações oscilografadas nos mancais de uma máquina após a adição de massas de correção sem excitação do gerador

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Ilustração 7.6.c - Vibrações oscilografadas nos mancais de uma máquina após a adição de massas de correção sem excitação do gerador

Em Unidades Geradoras, a correção de desequilíbrios magnéticos é um trabalho complexo, grande que põe a máquina fora de operação por um longo tempo. Então, a intervenção só deve ser decidida se as vibrações estiverem em níveis perigosos.

As vibrações mecânicas podem afrouxar as cunhas das bobinas do estator, da fixação dos pólos etc.

7.5. Perturbações Hidráulicas na Turbina

O fluxo de água pelo rotor da turbina gera vibrações em freqüências características, normalmente maiores que a rotação. O fluxo passando pelo distribuidor e pelo rotor faz aparecer vibrações com freqüência igual à rotação vezes número de pás do rotor ou do distribuidor ou as duas.

As vibrações oriundas de perturbações hidráulicas da turbina podem ser minimizadas pela injeção de ar comprimido. Será mostrada agora como uma perturbação hidráulica pode influir numa oscilação de eixo.

Outra característica das Unidades Geradoras é o ‘run-out’ do eixo: um passeio em baixa freqüência que um eixo vertical faz devido às folgas radiais dos mancais. Isto acontece porque falta uma força radial que ‘segura’ o eixo em certa posição dentro do mancal. A força gravitacional de um eixo horizontal, uma correia de transmissão, ou até mesmo um desalinhamento proposital entre os mancais. A Figura 7 mostra a influência deste passeio na vibração.

Ilustração 7.7 - Vibração radial de um eixo vertical. Onde δP é a vibração total e δD a vibração sem ‘runout’.

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Na Figura acima se percebe a combinação de dois sinais: um com a freqüência de giro do eixo devido talvez ao desbalanceamento e outro com freqüência mal definida ou mais baixa que é o ‘passeio’ do eixo – talvez até aleatório.

Em um caso de turbina Kaplan, o passeio do eixo era causado por um desajuste dos ângulos das pás, surgiam vórtices abaixo do rotor com freqüência próxima de 0.125 Hz (o caso da trança). Corrigido o problema, a medida de vibração do eixo mostrou a rotação da máquina. Ilustração 7.8.

Ilustração 7.8 - Vibração do eixo, com os ângulos das pás corrigidos.

Outro exemplo, na Ilustração 7.9 mostra as vibrações radiais do eixo de uma Francis sem aeração natural, durante o aumento de carga. Percebe-se que o eixo passa por região de instabilidade, nesse caso atribuído ao run-out. isto pode indicar regiões críticas de funcionamento.

Ilustração 7.9 - Vibrações de uma turbina com o aumento da carga.

7.6. Limites e Critérios de Vibração em Turbinas

Os níveis de vibração devem ser comparados com referencias para fim de comparação e daí decidir a aceitação. A Ilustração 7.10 mostra a Carta de Rathbone, publicada em 1939.

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Ilustração 7.10 - Carta de Severidade de T. C. Rathbone

Depois foi aceita no mercado outra referência, a Carta da IRD, a mesma da “General Machinery Vibration Severity Chart”, mostrada na Ilustração 7.11.

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Ilustração 7.11 - Carta da IRD, ou “General Machinery Vibration Severity Chart”

Até a década de 80, utilizavam-se a carta de Rathbone para a avaliação da vibração das Unidades Geradoras.

Atualmente, os limites de vibração são associados às folgas radiais dos mancais de guia. São porcentagens das folgas.

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A Norma NEMA LG-3.1959, considera aceitáveis, vibrações menores do que 70 a 80 % das folgas dos mancais onde se mede a vibração. Não considerando o run-out. São valores em rotação e carga nominais, com instrumentos montados nos suportes dos mancais.

Quando a máquina for “rodar” pela primeira vez, ou após a manutenção nos mancais, a vibração do eixo deverá ser medida aumentando a rotação até a nominal em degraus de 25% (ou seja, 25%, 50%, 75% e 100%). A cada patamar, a vibração deve ser avaliada. Se em alguma etapa a vibração exceder os limites aceitáveis, a máquina deverá ser balanceada neste ponto, antes de continuar aumentando a rotação.

Outro fato que deve ser levado em conta é o “run out” do eixo, ou seja, o círculo desenvolvido pelo eixo devido ao seu alinhamento e às condições do acoplamento, sem as influências do desbalanceamento. O run-out deve ser medido no local de instalação dos sensores de e na época da montagem do grupo.

Estes valores deverão ser descontados das amplitudes do desbalanceamento captados no instrumento. Se, por exemplo, a amplitude da freqüência de desbalanceamento for de 150 µm em um ponto qualquer do eixo e, se neste mesmo ponto, por problemas de desalinhamento ou outros, o eixo apresentar 50 µm no sentido de aproximação do instrumento medidor, a amplitude real de desbalanceamento será igual a:

µm 10050150A amentoDesbalance de Real ====−−−−==== (7.2)

Caso contrário, se o “run out” apresenta (-50 µm), evidenciando um afastamento do instrumento medidor, a amplitude real de desbalanceamento será:

µm 20050150A amentoDesbalance de Real ====++++==== (7.3)

É importante conhecer o run out, pois permite medir a verdadeira amplitude da vibração da máquina.

Ainda sobre particularidades sobre Unidades Geradoras, a Westinghouse orienta que em máquinas de baixa rotação, até 100 RPM, o ângulo de fase da vibração seria 15º. Em máquinas que giram de 120 e 150 RPM, o ângulo de fase de 30 a 35º e em máquinas de alta rotação, 300 RPM, o ângulo de fase será aproximadamente 50º.

7.7. Práticas de Balanceamento de Unidades Geradoras

7.7.1. Instrumentação

Para a execução do balanceamento, é preciso medir a amplitude da vibração e sua fase.

A amplitude da vibração normalmente é medida em deslocamento e expressa em [µm]. É proporcional à quantidade de desbalanceamento, aqui considerada a resultante do desbalanceamento. Deve ser bem medida para avaliar a condição atual do rotor e determinar as correções necessárias.

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A fase é o atraso da vibração em relação à excitação, deve ser medida entre um ponto fixo no eixo e outro fixo na estrutura da máquina. A amplitude e a fase definem o vetor vibração, uma grandeza mecânica com módulo, direção e sentido.

O sensor de fase pode ser ótico, para perceber uma marca colorida do eixo ou a reflexão de um laser ou infravermelho em um pedaço de fita refletiva. Pode ser usado um tacômetro. Outras formas de sensores de fase são os capacitivos ou os indutivos, que percebem a passagem de algo à sua frente. O sinal do sensor de fase é enviado ao instrumento que o vê como uma série de pulsos positivos ou negativos com o período muito bem definido e igual ao ciclo da rotação. Uma lâmpada estroboscópica disparada com a própria vibração é um bom medidor de fase.

Nas Unidades Geradoras hidráulicas com mancais hidrostáticos ou hidrodinâmicos é tradição usar como medidores sensores de proximidade, presos à carcaça dos mancais e direcionados para a superfície do eixo. São usados 3 ‘proximeters’, 1 para cada direção radial e o 3º como sensor de fase, ou trigger, ou keyphasor. Para garantir a qualidade da medida, as regiões de medida no eixo devem estar livres de erros, tanto geométricos como metalúrgicos.

Os sinais dos sensores são convenientemente tratados e a instrumentação fornece as leituras de vibração e de fase.

Existem outros tipos de sensores de vibração, cada um deles com as devidas adequações, pode ser usado.

Modernamente os sinais são enviados para sistemas de aquisição de dados, onde são processados e talvez comparados com outras variáveis do sistema, permitindo a análise completa da operação.

Os sistemas de aquisição oferecem boa qualidade, simultaneidade de medidas e dispensam a permanência de operadores em locais inóspitos. Lógico que necessitam de boa calibração. A Ilustração 7.12 mostra o esquema de um sistema de aquisição.

Ilustração 7.12 - Esquema de sistema de aquisição de dados.

A Ilustração 7.13 mostra um exemplo de medida.

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Ilustração 7.13 - Desbalanceamento inicial, da máquina rodando a vazio e sem excitação.

7.7.2. Tipos de Balanceamentos

Para qualquer tipo de rotor, sempre existe a questão entre balanceamento estático e dinâmico. O estático corrige uma força resultante e o dinâmico um momento resultante. Sob todos os aspectos o dinâmico é melhor do que o estático. Mas em alguns casos, o estático é suficiente, em outros a estrutura do rotor elimina a ação do momento (ventiladores centrífugos), em outros as rotações são mais para baixas (roda de carro que vai à feira livre no domingo), em outros é muito complicado acessar dois planos, em outros só possível acessar um lado do rotor. Todas estas considerações são filosóficas e cada caso deve ser analisado com cuidado.

7.7.3. Formas de Balanceamento:

Os rotores podem ser balanceados em balanceadoras, máquinas de alta precisão calibradas para grande faixa de massa e dimensões, ou balanceados em campo, usando a própria estrutura de sua máquina. Cada forma tem suas vantagens e desvantagens.

Quando as dimensões são tão... (grandes ou pequenas) aí só pode usar esse ou aquele.

Imagine tirar um rotor de 100 toneladas e transportá-lo para uma balanceadora. Existe balanceadora para até 125 toneladas de rotor, é melhor balancear em campo. Por outro lado imagine balancear um rotor de 1 grama, nem pensar em balancear em campo. Existe balanceadora para rotores de 1 grama. Imagine balancear em campo um satélite de tele comunicações (em serviço).

7.7.4. Métodos de Cálculo de Balanceamento de Campo

O balanceamento de campo exige a medição da vibração, a aplicação de massas de teste para calibração, e cálculos das correções.

Os processos de cálculo de balanceamento podem ser: gráfico, vetorial e analítico. Existem algoritmos gráficos para a solução matemática do balanceamento, o mais conhecido é o método dos 3 pontos. O método vetorial é muito intuitivo e dá uma boa exatidão. E atualmente com computadores até nos celulares, faz-se o analítico.

As formas e métodos estão detalhados nos Capítulos anteriores desta apostila.

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A seguir alguns exemplos de balanceamentos de campo em Unidades Geradoras.

a) Balanceamento Vetorial

mT = 30 kg, no ponto 5.

A vibração passou de R0 = 200 µm a 30º para R1 = 100 µm a 90º.

Então o efeito da massa de teste é o vetor P na escala = 173 µm. Precisando ser girado de 30º para anular R0.

A massa de teste deve ser substituída por outra de 35 kg colocada 30º para trás, na posição 6.

b) Balanceamento de 3 Pontos

Vibração Original, V0 = 110 µm;

Vibração com massa de teste de 145 kg no ponto A, VA = 100 µm;

Com a massa no ponto B, VB = 150 µm;

Com a massa no ponto C, VC = 120 µm;

Adota-se uma escala (e.g. 1 cm = 50 kg) para a massa de teste:

1. Traçar um círculo com centro em ‘O’ e raio = escala da massa de teste;

2. Traçar as retas AB, BC e CA e dividi-los na proporção de VA/ VB, VB/ VC e VC/ VA interna e externamente;

3. Os pontos de divisão interna e externa definem o raio de um círculo que é o lugar geométrico dos pontos que distam de A e de B na

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proporção VA/VB;

4. Repetir para B e C e C e A;

5. Os 3 círculos gerados definem o ponto P2 que dá a posição da massa de correção, e

6. O tamanho do segmento OP define o tamanho da massa de correção. Nesse exemplo a massa de correção calculada foi de 590 kg.

Outro exemplo:

Balanceamento de Unidade Geradora, com as seguintes características:

• Peso do rotor: 200 ton;

• GD2: 4.500 ton.m2;

• Rotação: 300 RPM;

• Relação L/D: 0,3;

• Sobrevelocidade atingida: 525 RPM;

• Raio de inserção das massas: 2 m;

• Potência: 130 MVA;

• Acionamento: Turbina Francis

O método a ser utilizado será o da análise do diagrama vetorial e as oscilações medidas simultaneamente nos mancais de guia superior e inferior do gerador, pontos C e B. Foram usados 3 sensores de proximidade, 2 para vibração e outro para referencia de fase, no ponto A no mancal da turbina. O esquema de medida é mostrado na Ilustração 7.14 abaixo.

As medidas originais foram:

VB = 394 µm a -270º

VC = 402 µm a - 246º

As fases próximas indicam um desbalanceamento quase estático.

Com uma massa de teste de 9.33 kg no ponto 2, as medidas passaram para

VB1 = 378 µm a -191º

VC1 = 275 µm a - 221º

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Ilustração 7.14 – Posicionamento dos transdutores

Os oscilogramas de medidas estão mostrados abaixo.

Ilustração 7.15 – Oscilograma do desbalanceamento inicial

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Ilustração 7.16 – Oscilograma do desbalanceamento após a inserção da massa de teste

Registros antes e depois da massa de teste.

Para análise do diagrama vetorial (acima), para atenuar VB e VC, a massa deverá ser deslocada no sentido anti-horário para próximo do ponto I de colocação da massa de teste. As massas requeridas para anular VB e VC são, respectivamente, 7,5 e 19,5 kg.

Depois de colocada a massa de 7.25 kg no ponto I, as vibrações passaram para VB2 = 216 µm a - 230º e VC2 = 232 µm a -263º.

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Para um refinamento do balanceamento, o diagrama da direita mostra a massa de balanceamento do ponto B pode ainda ser deslocada mais ainda na direção anti-horário, enquanto para o ponto C pode ficar na mesma posição.

No refino, as massas de correção de VB e VC são, respectivamente, 10,6 e 15 kg.

Na tentativa, foi adicionado mais 1,4 kg no ponto VIII, mantendo-se a massa de 7,25 kg no ponto I. Com esta composição, haverá uma resultante de 8,3 kg atrasada de 8º da referência. As novas medidas foram:

VB3 = 176 µm a -201º

VC3 = 158 µm a - 248º

Para análise do diagrama vetorial abaixo, revela que houve uma alteração sensível do desbalanceamento. Veja que os efeitos estão quase que contrários às vibrações originais.

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Depois foi verificada a influência da potencia gerada. As medições foram repetidas para 25, 50 75 e 100% da potência nominal. Observou-se que a vibração no ponto C aumenta com a potência gerada o no ponto B diminui. Veja gráfico abaixo.

Outro Exemplo:

Outro exemplo prático refere-se a dois grupos geradores iguais, com as seguintes características:

• Peso do gerador: 729 ton.;

• GD2: 70.000 Ton.m2;

• Rotação: 120 rpm;

• Diâmetro do rotor: 11,3 m;

• Diâmetro do ponto de inserção das massas de teste: 9,5 m;

• Relação L/D: 0,2;

• Potência: 350,5 MVA;

• Acionamento: Turbina Francis.

Medidas nos pontos S (mancal guia do Gerador) e I (mancal guia da turbina), como podem ser observadas na Ilustração 7.17 abaixo:

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Ilustração 7.17 - Medidas nos pontos S (mancal guia do Gerador) e I (mancal guia da turbina)

Os valores de amplitude e posição angular dos vetores antes e depois do balanceamento são os seguintes:

Unidade Geradora 1

VS0 = 208 µm θ0 = 0º

VI0 = 208 µm θI0 = 0º

Massa de teste inserida = 115,6 kg no ponto 6

VS1 = 100 µm θ1 = 120º em atraso

VI1 = 103 µm θI1 = 30º em atraso

Os índices 0 e 1 referem-se à situação antes e após a adição de pesos, respectivamente.

Unidade Geradora 2 (Ilustração 7.31)

VS0 = 274 µm θ0 = 146º em atraso

VI0 = 280 µm θI0 = 190,5º em atraso

Massa de teste inserida = 124 kg entre os pontos 9 e 10

VS1 = 76 µm θ1 = 46º em atraso

VI1 = 87 µm θI1 = 273,5º em atraso

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A sensibilidade à massa de teste de uma Unidade Geradora de 4500 ton.m2 e 300 RPM é de aproximadamente 36 µm/kg. Para máquinas de 70000 ton.m2 e 120 RPM é em torno de 2 µm/kg.

Ilustração 7.18 – Diagrama Vetorial da Oscilação da unidade geradora 1

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Ilustração 7.19 – Diagrama Vetorial da Oscilação da unidade geradora 2

7.8. Considerações Finais

Antes e durante um balanceamento, de uma maneira geral, é importante a observação dos seguintes itens:

• Verificar se a máquina já fora balanceada e, em caso afirmativo, procurar reunir todas as informações do balanceamento, tais como:

− Pesos adicionais (quantidade e posição);

− Valores obtidos;

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− Dificuldades encontradas.

• Levantar as características da máquina, tais como:

− Tipo, potência, rotação nominal e crítica, folgas dos mancais;

− Dimensões da máquina, principalmente do rotor do gerador (pontos de colocação de pesos, relação L/D).

• Levantar os dados relativos à montagem, tais como:

− Alinhamento do eixo (“run out”);

− Condições do acoplamento;

− Verificar o acesso aos pontos de medição da oscilação e em função disto, estabelecer a instrumentação a ser utilizada;

− Antes de partir a máquina, inspecionar o gerador e, se possível, a turbina, de modo a verificar a existência de peças soltas, mal fixadas e ou qualquer situação que possa provocar vibrações ou atritos desnecessários;

− Durante o balanceamento, aumentar a velocidade da máquina gradativamente, observando o comportamento da amplitude do desbalanceamento. Se em alguma velocidade se observarem oscilações indesejáveis, quer seja por desbalanceamento, quer seja por outra causa, procurar corrigir a situação antes de prosseguir no incremento de velocidade;

− Certificar-se de que a oscilação é proveniente de um desbalanceamento mecânico, antes de partir para a inserção de massas de correção;

− Fixar seguramente as massas de correção;

− Durante a análise das vibrações, considerar o desalinhamento de eixos. Somente o desbalanceamento por excentricidade de massas poderá ser corrigido com a adição de massas de correção;

− Sempre que adicionar uma massa ou tiver uma dúvida quanto à intensidade de sua massa, proceder ao aumento da velocidade, analisando a oscilação;

− Acompanhar também as oscilações junto aos outros mancais e verificar se a redução da oscilação em um ponto não provocará o aumento da oscilação em outro ponto;

− Sempre que possível, medir a oscilação no eixo e não no suporte ou caixa do mancal;

− Antes de medir ou registrar a amplitude e ângulo da oscilação, os quais servirão de base para o balanceamento, observar se não há a alteração dos mesmos com o aumento das temperaturas da máquina (mancais, estator, etc.). Caso houver alguma alteração, aguardar a estabilização antes de iniciar a medição. Porém, se a amplitude de oscilação for alta, iniciar a correção e, após reduzir a amplitude, refazer a medição,

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esperando a estabilização das temperaturas. Se as alterações nas amplitudes forem acentuadas durante o tempo necessário para a máquina atingir o regime, para a máquina e investigar a causa;

• Se, durante o balanceamento, as amplitudes se comportarem de maneira não lógica, verificar a possibilidade de outras causas de oscilação;

• O balanceamento deverá seguir as seguintes etapas:

− Máquina a vazio e sem excitação;

− Máquina a vazio excitada;

− Máquina em carga (25, 50, 75 e 100% da potência nominal);

− As observações acima descritas são de âmbito geral e, sobre elas, imperam o bom senso e a experiência para situações que não se enquadrem aos casos expostos acima..

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ANEXO - USO DE BALANCEAMENTO ATIVO NA SOLUÇÃO DE PROBLEMAS DE MANUTENÇÃO E DE CONFIABILIDADE

1. Sinopse

Existem no mercado algumas opções de Balanceamento Ativo para aplicação mais dirigida a grandes ventiladores centrífugos sujeitos à incrustação, ou seja, que trabalham em ambientes sujos.

2. Correção Automática do Desbalanceamento

Desde os anos 80 existem sistemas que monitoram a vibração em 1x e continuamente corrigem o desbalanceamento sem a necessidade de parar o ventilador. Esses sistemas chamados de Balanceamento Ativo ou Balanceamento Automático são compostos de sensores de vibração, um sistema de controle, atuadores e anéis de correção.

Os anéis de correção contêm massas internas que podem ser reposicionadas para compensar o desbalanceamento de massa do rotor. Eles são presos ao eixo a corrigir. A Ilustração 1 mostra as partes do sistema.

Ilustração 1 – Partes do sistema de balanceamento automático.

3. Operação de um Sistema de Balanceamento Ativo

O principio é simples: sentir e ajustar. O monitoramento é contínuo e o usuário estabelece a faixa de tolerância desejada. Atingido o nível superior desta faixa, o sistema determina a intensidade e a fase da correção necessária, a informação é enviada a um atuador que comunica aos anéis que reposicionam as massas móveis. Até que a vibração em 1x volte para a faixa estabelecida. A Ilustração 2 mostra o esquema funcional.

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Ilustração 2 – Esquema de Balanceamento Ativo.

4. Aplicações do Balanceamento Ativo

Apesar de ser usado em muitos tipos de máquinas, o principal uso é em ventiladores centrífugos, os ID fans (induced draft). Nesta categoria, 3 tipos são destacados:

1. Em balanço com uma entrada;

2. Bi-apoiado com uma entrada, e

3. Bi-apoiado com duas entradas – dupla aspiração.

A Ilustração 3 mostra os croquis e a necessidade de 1 ou 2 planos de correção.

Este sistema pode ser “linkado” à rede e comandado à distância. Suas informações podem ser usadas na otimização do balanceamento de campo, como estimativa da massa de teste e sua posição.

Tipo 1 – Em balanço - 1

Entrada Tipo 2 – Bi-apoiado – 1 Entrada Tipo 3 – Dupla Aspiração

Ilustração 3 – Configurações de Ventiladores Centrífugos

5. Exemplos de Aplicação

5.1. Fabrica de Cimento

a) Descrição do Problema

IDF trabalhando com gás quente com partículas de cimento gerando incrustação. Com mudanças de temperatura o material incrustado quebra e solta criando fortes desbalanceamentos. A vibração atinge 25 mm/s a 1330

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RPM. A limpeza feita com jateamento de areia a cada 2 meses com perda de produção de 12 horas.

Ilustração 4 - IDF

b) Solução:

Com a instalação do balanceamento ativo, a vibração se mantém entre 0.6 e 1.3 mm/s e o intervalo entre paradas passou para 6 meses para limpeza. As paradas de emergência foram eliminadas.

5.2. Siderúrgica (USStell)

a) Descrição do Problema

Um exaustor de Ø3050 mm trabalhando com mistura de ar, gases, cal em um duto de 250 m na coqueria. A vibração sempre é alta após qualquer parada. O controle é desligar quando a vibração atinge 5.5 mm/s. Para manter o serviço o rotor era balanceado 2 vezes por mês a um custo de US$ 1000,00 por vez e um dia de parada. Os rolamentos eram trocados todos os meses.

Ilustração 5 - Exaustor

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b) Solução

A instalação do Balanceador Ativo manteve a vibração em 0.5 mm/s e os rolamentos passaram a suportar mais do que 1 ano de serviço. Só na troca de rolamentos a USSteel economizou US$80.000,00 em peças e mão de obra. Em horas de manutenção, a empresa estima a redução de mais de 1000 horas manutenção, equivalente a US$45.000,00.

6. A Tecnologia SKF

A proposta da SKF para o Sistema de Balanceamento Ativo está mostrada na Ilustração 6 abaixo.

O reposicionamento de elementos faz a compensação de massa para corrigir o desbalanceamento de massa de vários tipos de rotores. Faz coincidir o Centro de Massa com o Centro Geométrico.

Antes do Balanceamento Depois do Balanceamento

Ilustração 6 - A proposta da SKF para o Sistema de Balanceamento Ativo.

À medida que o desbalanceamento varia, as esferas se movem continuamente e corrigem o desbalanceamento.

Um modo de comparar as diversas normas é associar a força dinâmica criada pelo desbalanceamento residual como porcentagem da carga estática aplicada nos mancais.

Veja a tabela a seguir:

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CURSO – BALANCEAMENTO DE ROTORES

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Tabela 1 - Força Centrífuga como porcentagem da força estática nos mancais.

Comparação entre as Normas API, ISO & MIL-STD-167-1 para tolerâncias de balanceamento em função da Máxima Rotação de Operação [RPM]

Page 66: Apostila - Balanceamento de Rotores

R&T Análise de Vibrações e Balanceamento

CURSO – BALANCEAMENTO DE ROTORES

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