Evolução e Importância Da Monitoração e Análise de Condição de Turbomáquinas

EVOLUÇÃO E IMPORTÂNCIA DA MONITORAÇÃO E ANÁLISE DE CONDIÇÃO DE TURBOMÁQUINAS

WIRITON SILVA DE MATOS Sócio e engenheiro consultor da Tecvib Engenharia Ltda

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1 – Introdução

Algumas refinarias e plantas petroquímicas construídas atualmente custam acima de US$ 3 bilhões e sua parada pode causar perdas de produção da ordem de US$ 2 milhões por dia, sem contar a queima de gás no “flare” que pode atingir cifras próximas a US$ 1 milhão ou mais por dia. No coração destas plantas industriais estão turbo-máquinas de grande porte, alta potência, com folgas internas apertadas entre componentes rotativos e estacionários, onde há riscos de danos por atrito, e que operam em altas rotações, altas temperaturas e submetidas a forças de origem mecânica e aerodinâmica elevadas. Estes equipamentos normalmente não possuem reservas, o que pode resultar em paradas prolongas da produção em caso de falhas e, nos casos mais graves, riscos de sérios danos materiais às instalações, ao meio ambiente e à integridade física das pessoas.

Para melhorar a confiabilidade e disponibilidade destas unidades industriais, as turbomáquinas críticas devem ser equipadas com sistemas de proteção e monitoração avançados, capazes de assegurar a operação dentro das especificações de projeto, emitir alarme quando ocorrer deterioração da condição e parar o equipamento em caso de risco de falha iminente. É necessário ainda que os parâmetros indicadores de suas condições mecânicas e de performance sejam registrados em intervalos regulares, para permitir a detecção e acompanhamento da evolução de defeitos e de degradação da performance. Análises de vibração durante a operação estável e em condições transitórias, tais como partidas e paradas e variações de carga e temperatura, também devem ser realizadas para confirmação do problema e seu diagnóstico. Estes procedimentos irão contribuir para minimizar os riscos e impacto econômico de uma parada ou falha inesperada, estender com segurança o intervalo entre desmontagens do equipamento para inspeção e reparos, melhorar a eficiência da manutenção pelo direcionamento dos reparos apenas para aqueles componentes que apresentam anomalias e fornecer subsídios para que o pessoal de planejamento possa dimensionar adequadamente a equipe de manutenção e os sobressalentes necessários nas paradas. Neste trabalho apresentaremos um breve histórico da evolução da monitoração de condição, descrição dos parâmetros que caracterizam as condições mecânicas e de performance, a importância da análise de vibração transitória e alguns casos de análise de vibração em turbo-geradores e turbo-compressores. 2 – Evolução da monitoração de condição Na década de 60, quando as empresas ensaiavam os primeiros passos na área de análise de vibração, os instrumentos disponíveis eram poucos e seus recursos limitados. Começava a se disseminar a prática de medir periodicamente os níveis globais de vibração e registrar

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manualmente as leituras em gráficos de tendência, com o objetivo de detectar falhas em máquinas nos estágios iniciais e de acompanhar sua evolução, permitindo a manutenção planejada com base na condição. Esta prática que ficou conhecida como “manutenção preditiva”, evoluiu desde então, incluindo novas tecnologias, como termografia, ultra-som, análise de corrente de motor (MCSA), análise de assinatura elétrica (ESA), análise de circuito de motor (MCA) e análise de óleo. Até o final dos anos 60 os técnicos envolvidos na atividade de preditiva dispunham apenas de medidores portáteis de vibração (fig. 01), capazes de medir as amplitudes globais de deslocamento, velocidade e aceleração da vibração; analisadores de vibração com filtro de sintonização (fig. 02) que, além das amplitudes, mediam também a freqüência e fase da vibração; osciloscópios, usados para visualizar as formas de onda e órbitas da vibração de eixo; e monitores de vibração e deslocamento axial (fig. 04), projetados para medir continuamente as amplitudes globais dos sinais e atuar como sistema de proteção, através do acionamento de relés que paravam o equipamento quando os níveis destes parâmetros atingiam valores pré-determinados. Na década de 70 foram lançados os primeiros analisadores de vibração com filtro sincrônico ou de rastreamento (Trackíng filter analyzer), capazes de fornecer tanto as informações convencionais de amplitude X frequência quanto de amplitude e fase em função da RPM (gráficos Bode e polar), possibilitando a identificação de ressonâncias e velocidade crítica, através destes registros realizados durante as partidas e paradas dos equipamentos. Foram lançados também os analisadores de vibração em tempo real (fig. 03), cuja principal característica era a capacidade de transformar continuamente um sinal complexo no domínio do tempo em seus diferentes componentes no domínio da frequência, de forma que o resultado podia ser obtido quase instantaneamente. Esta característica tornou possível a análise de vibrações que se alteram à medida que as condições operacionais do equipamento variam, ou vibrações de caráter transitório ou aleatório, tais como:

• Vibrações causadas por impacto, que perduram por alguns segundos ou menos. • Vibrações de curta duração, tais como as que ocorrem em equipamentos de laminação,

trefilagem, máquinas ferramentas, etc. • Vibrações de equipamentos com operação descontínua (partidas e paradas frequentes). • Vibrações com batimento, modulações de amplitude ou alteração de frequência. • Vibrações aleatórias causadas por fluxo turbulento de fluidos, cavitação, atrito ou defeitos

em rolamentos. Tais vibrações ocorrem numa faixa ampla de frequência e variam constantemente, tanto em amplitude quanto em frequência.

O avanço da microeletrônica e das técnicas de processamento de sinais ocorrido nos últimos anos permitiu o desenvolvimento de instrumentos cada vez mais rápidos, compactos e sofisticados, culminando com os modernos coletores de dados (fig. 04), capazes de coletar os sinais em

fig. 02 – Analisador de vibração com filtro de sintonização IRD 600.

fig. 03 – Analisador de vibração em tempo real IRD 850 / 860.

fig. 01 – Medidor portátil de vibração IRD 306.

frações de segundos e apresentar as formas de onda, espectros, órbitas, gráficos Bode e polar, espectros de envelope, função de transferência, etc., e com os analisadores de vibração FFT multicanais (fig. 05) e monitores de vibração e deslocamento axial computadorizados, capazes de processar e armazenar simultaneamente em vários canais centenas de sinais de vibração em poucos segundos e apresentá-los em diferentes formas de gráficos, tais como formas de onda, espectros, tendências, órbitas, Bode, polar, cascata, função de transferência, SCL (linha de centro do eixo), etc. Os coletores de dados, com sua alta velocidade e variados recursos de processamento, viabilizaram planos de manutenção preditiva que previam não só o acompanhamento dos níveis globais, mas também a análise detalhada da vibração de centenas ou até milhares de máquinas. Com estes instrumentos um analista hoje é capaz de inspecionar aproximadamente 70 máquinas por dia, o que representa um alto ganho de produtividade com relação às análises realizadas no final dos anos 70. Esta evolução técnica e a redução de custo dos instrumentos, associadas a economia de milhões de dólares anuais obtidas pelas grandes indústrias com a prevenção de falhas catastróficas, o diagnóstico de problemas em equipamentos críticos para a produção, a redução do tempo das paradas e a solução de problemas sem a necessidade de reparos desnecessários nos equipamentos, consolidaram a monitoração e análise de vibração como uma das mais poderosas técnicas disponíveis para a detecção e diagnóstico de falhas em máquinas. A experiência demonstrou, no entanto, que nem todos os problemas apresentados pelos equipamentos manifestam-se através de alterações no comportamento da vibração e que, para alguns defeitos serem detectados e diagnosticados, era necessário o acompanhamento da tendência e a correlação de outros parâmetros operacionais, tais como deslocamento axial, posição radial da linha de centro do eixo (SCL), rotação, carga, pressão, temperatura, vazão, nível, corrente, etc. Descrevemos a seguir alguns destes parâmetros e os principais defeitos que podem ser detectados, com ênfase naqueles associados à condição mecânica e de performance de turbomáquinas. 3 – Parâmetros que caracterizam a condição mecânica e de performance de turbomáquinas Vibração é a reação de um sistema mecânico a alguma excitação, cuja origem podem ser a ação de forças geradas por defeitos mecânicos ou condições operacionais adversas. 0 agravamento destes defeitos durante o funcionamento irá provocar uma elevação dos níveis de vibração,

fig. 04 – Monitor de vibração, gravador multicanal, analisador de sinais FFT e coletor de dados.

fig. 05 – Analisador de vibração FFT multicanal.

permitindo detectar com antecedência a ocorrência de falhas iminentes. Listamos abaixo alguns dos principais defeitos em turbomáquinas que podem ser detectados pela análise de vibração:

• Desbalanceamento elétrico e mecânico; • Desbalanceamento de torque; • Desalinhamento entre eixos ou entre mancais; • Empeno de eixo; • Excentricidade; • Ressonância estrutural; • Velocidade critica; • Atrito rotor / estator; • Folga mecânica; • Desgaste de rolamentos e mancais de deslizamento; • Instabilidade de mancal (“oil-whirl”, “oil-whip”); • Instabilidade excitada pela carga; • Trinca em eixo; • Problemas de engrenamento; • Turbulência; • Cavitação; etc.

Deslocamento axial: Indica a posição relativa entre a carcaça e o mancal de escora ou outra parte do eixo. Esta medição é feita em equipamentos críticos para prevenir atrito entre o rotor e a carcaça. 0 controle de deslocamento axial é feito através de sistemas de monitoração contínua que param o equipamento quando seus valores atingem limites preestabelecidos. Os limites de alerta e parada são determinados em função do movimento axial total do rotor com e sem o mancal de escora e da espessura da camada de metal patente das sapatas de escora. Normalmente estes limites são fornecidos pelo fabricante do equipamento. Para equipamentos cujo rotor tem o colar de escora montado com interferência no eixo, é recomendada a instalação de um sensor de deslocamento axial no colar de escora e outro diretamente no eixo, para possibilitar a detecção de folga entre o colar de escora e o eixo. Deslocamento axial excessivo pode indicar:

• Sobrecarga ou desgaste do mancal de escora; • Falha da selagem do pistão de equilíbrio; • Obstrução da linha de equilíbrio axial; • Problemas no acoplamento; • Entrada de líquido em compressores centrífugos.

“Gap-Volt”: O “gap-volt” dos sensores de vibração sem contato, usados nos monitores de vibração de eixo, permite determinar a posição radial da linha de centro do eixo (SCL), desde que se tenha registrado os valores de referência com a máquina parada. Estas medições podem ser um excelente indicador de desgaste ou folga de mancais, desalinhamento ou outras condições de pré-carga sobre o eixo. Algumas vezes a deterioração gradativa do metal patente do mancal, devido à ação de descarga eletrostática ou desgaste, não é acompanhada por alterações dos níveis de vibração. Nesta condição a degradação do mancal pode ser detectada através de um acompanhamento sistemático da posição radial.

Os limites permissíveis para alterações na posição radial são determinados em função das folgas dos mancais e selagem, e espessura do metal patente. Estes limites devem ser tais que evitem o atrito do eixo com a selagem ou com o metal de base do mancal. Temperatura de metal dos mancais radiais e de escora, medida através de transdutores embutidos sob a camada de metal patente, é considerada a variável que indica melhor e mais rápido a carga e condição dos mancais. Nos mancais radiais, uma elevação considerável da temperatura pode ser provocada por deficiência de lubrificação ou sobrecarga do mancal devido a desalinhamento ou outras condições de pré-carga sobre o eixo. Um atrito no mancal radial irá provocar um rápido aumento da temperatura, seguido de decréscimo para um valor menor que o original devido ao aumento da folga e, conseqüentemente, do fluxo de óleo. Nestes casos, somente a medição de posição radial da linha de centro do eixo (SCL), determinada a partir das leituras de “Gap-Volt” dos sensores sem contato irá indicar positivamente a gravidade do desgaste. Nos mancais de escora, a elevação de temperatura poderia ser provocada por deficiência de lubrificação ou empuxo axial elevado devido a condições anormais de operação. Esta sobrecarga também poderia ser provocada pela transmissão do empuxo axial de um equipamento para outro através de acoplamentos "trancados", ou seja, incapacitados de deslizar axialmente, de forma a permitir que o mancal de escora de cada equipamento suporte seu próprio empuxo axial. As tolerâncias são determinadas em função da temperatura na qual o metal patente inicia a perder tenacidade e, conseqüentemente, a capacidade de suportar a carga. Normalmente os limites recomendados pelos fabricantes de mancais variam entre 100° e 115°C, contudo, temperaturas entre 90° e 100°C já requerem uma atenção especial. Temperatura elevada na caixa de mancal ou no óleo lubrificante é provocada normalmente por desgaste nos mancais, falta ou excesso de lubrificação ou deficiência de refrigeração. Não é um indicador muito confiável da condição do mancal porque sua elevação é pequena, mesmo em casos de falha, devido à alta vazão de óleo pelo sistema (só uma pequena parte dela passa através do mancal). No entanto, se a temperatura do fluxo de óleo começa a elevar de forma abrupta, isto provavelmente indica atrito ou uma falha iminente do mancal. Os limites recomendados variam normalmente entre 60° e 80°C em função do tipo de equipamento, tipo de lubrificante, sistema de lubrificação utilizado e existência ou não de refrigeração nos mancais. Valores acima de 70°C normalmente indicam a presença de alguma anormalidade que deve ser investigada e corrigida, contudo, adotar sempre os limites fornecidos pelo fabricante do equipamento e verificar se há ocorrência de elevação acentuada em relação aos valores medidos anteriormente. Temperatura dos enrolamentos de motores e geradores permite a detecção de sobrecarga, deficiência de refrigeração ou existência de pontos quentes no estator, devido a curto no núcleo ou no enrolamento. Corrente elétrica de alimentação de motores superior ao limite estabelecido pelo fabricante é indicativo de sobrecarga do equipamento acionado, atrito entre componentes rotativos e estacionários ou defeitos tais como: espiras em curto, barras do rotor quebradas, anéis de curto-circuito trincados, etc. Pressão diferencial através de um equipamento menor que a de projeto para um dado valor de fluxo e com todas as outras condições normais são sintomas de folgas internas excessivas (desgaste nas selagens).

Pressão da câmara do pistão de equilíbrio axial de bombas e compressores centrífugos (fig. 06) acima do valor especificados pelo fabricante, pode indicar folga excessiva na selagem do tambor de equilíbrio. Neste caso, o desequilíbrio do empuxo axial irá sobrecarregar o mancal de escora, podendo culminar com sua falha. A elevação da temperatura de metal do mancal de escora do lado ativo irá confirmar o problema e auxiliar na avaliação de sua severidade.

É importante assegurar que todas as bombas e compressores centrífugos críticos para a produção disponham de um manômetro instalado na linha de equilíbrio e que este instrumento seja mantido sempre calibrado e em boa condição de funcionamento.

Nos compressores centrífugos o vazamento do gás da descarga para a câmara de equilíbrio irá elevar sua temperatura, assim, a instalação de um termômetro na linha de equilíbrio (balance line) é uma alternativa para detectar e acompanhar o desgaste da selagem do pistão de equilíbrio axial neste tipo de equipamento. Pressão interestágio maior que a normal pode ser o primeiro sintoma de restrição do fluxo, que poderia ser provocado por acúmulo de sujeira nas pás. O aumento da força do fluido contra o rotor irá sobrecarregar o mancal de escora, o que provocará uma elevação de sua temperatura e possivelmente alteração da posição axial. Pressão diferencial elevada através de filtros e trocadores de calor indica obstrução nestes elementos, devido ao acúmulo de sujeira. Definir quais parâmetros acompanhar depende do tipo de equipamento e sua aplicação no processo. A regra geral é incluir qualquer dado operacional que mostre a condição mecânica e a performance da máquina e seus sistemas auxiliares. Nas turbomáquinas normalmente são acompanhados: 1. Para indicar condição mecânica:

• Vibração de eixo, “Gap-Volt” dos sensores sem contato e deslocamento axial medidos pelo sistema de monitoração do equipamento;

• Temperatura de metal dos mancais radiais e de escora; • Temperatura do óleo na saída dos mancais; • Pressão de descarga da bomba de óleo; • Pressão diferencial do filtro de óleo;

fig. 06 – Compressor centrífugo bipartido horizontalmente.

• Temperaturas do reservatório de óleo, tanque de desgaseificação e entrada e saída do resfriador de óleo;

• Pressão ou temperatura na linha de equilíbrio de compressores centrífugos; • Pressões de suprimento de óleo para o governador, mancais e selos; • Pressão e temperatura do “buffer gás” e no dreno de óleo contaminado do selo de

compressores centrífugos; • Pressão diferencial do óleo de selagem de compressores centrífugos; • Consumo de óleo contaminado e de óleo não contaminado dos selos de compressores

centrífugos; 2. Para indicar performance:

• Rotação; • Vazão; • Pressão e temperatura da sucção, interestágio e descarga em compressores centrífugos; • Pressão e temperatura do vapor na admissão, primeiro estágio, extrações e exausto em

turbinas a vapor; O procedimento padrão adotado pelos operadores e / ou equipes de manutenção preditiva era a anotação manual destes parâmetros em planilhas e o acompanhamento de sua evolução ao longo da campanha dos equipamentos críticos. A tendência atual é a realização destes registros através de coletores de dados e software que traçam gráficos de tendências, correlacionam os parâmetros e estimam a performance operacional dos equipamentos, a exemplo do sistema Techanalysis produzido pela Turbotech Engenharia (fig. 07 e 08). Uma das vantagens destes métodos de acompanhamento é que o técnico ou engenheiro que faz as coletas dos dados deve caminhar em torno do equipamento, permitido que ouça os ruídos, converse com os operadores, veja vazamentos de óleo, gás ou vapor, inspecione visualmente componentes cuja condição pode afetar o equipamento, tais como fundação, suportes de tubulações, suportes de molas, posição de válvulas e estados dos instrumentos de campo (manômetros, termômetros, tacômetro, etc.). A desvantagem é que a coleta dos dados é demorada e é realizada no máximo uma vez por dia, sendo capaz de detectar e acompanhar a tendência apenas das anomalias que demoram um longo tempo para se desenvolver.

fig. 07 e 08 – Gráficos do sistema de monitoração e gestão de equipamentos Techanalysis. Outra alternativa mais recente, cujo custo é bem mais elevado, é a monitoração contínua utilizando sistemas computadorizados que medem e armazenam os parâmetros mecânicos e de performance em intervalos de tempo muito curtos (1,0 segundo ou menos para cada amostragem), permitindo a análise de eventos que ocorrem muito rápido, tais como perturbações de processo, surges, “trips”, repartidas, etc. Normalmente estes sistemas de monitoração

possuem recurso para calcular a curva de performance e mostrar continuamente o ponto de operação do equipamento e seu afastamento do ponto de melhor rendimento (fig. 09). Esta informação permite que os operadores ajustem a operação próxima do ponto de melhor eficiência, reduzindo o consumo de energia e evitando a degradação mecânica do equipamento. Gráficos de tendências dos parâmetros permitem ainda o acompanhamento da degradação da performance com relação a uma condição de referência, viabilizando a programação de medidas corretivas, tais como lavagem do compressor ou turbina, limpeza dos tubos de trocadores de calor, limpeza ou troca de filtros, etc.

fig. 09 – Monitoração continua de performance. Freqüentemente a condição de performance afeta diretamente as condições mecânicas, por isto é muito importante analisar possíveis correlações entre os parâmetros de performance com os parâmetros indicadores de condição mecânica, como vibração e temperatura dos mancais. A melhor forma de fazer esta análise é colocar diferentes parâmetros no mesmo gráfico de tendências e verificar se apresentam dependência mútua, ou seja, se um parâmetro é afetado pelo comportamento do outro. Exemplos típicos são: 1. elevações da vibração com a rotação devido a desbalanceamento, ressonância, instabilidade de mancal, etc., 2. elevações da vibração com a carga devido a instabilidade aerodinâmica, desbalanceamento de torque, travamento de acoplamento, surge, rotating stall, etc. e 3. elevações da vibração com a temperatura do gás ou vapor devido a desalinhamento causado pela dilatação térmica dos pedestais e tubulações. 4 – A análise de vibração transitória A técnica de análise mais comum consiste no registro dos espectros, formas de onda e órbitas da vibração durante a operação do equipamento em condição estável e a correlação das características destes sinais com as características de vibração típicas de vários tipos de defeitos. Para a análise do espectro são calculadas as freqüências de vibração esperadas na máquina, com base nas rotações de seus principais componentes, número de pás dos impulsores e difusores / diafragmas de bombas e compressores centrífugos, turbinas e turbo-expansores, número de dentes das engrenagens de redutores e multiplicadores de velocidade, número de barras do rotor e ranhuras do estator de motores elétricos, especificação dos mancais, etc. Em seguida as freqüências de vibração medidas são comparadas com as freqüências calculadas e com as freqüências dos defeitos típicos. As formas de onda e as órbitas são analisadas pela correlação do perfil típico do sinal provocado por determinados defeitos com o perfil observado. O problema é que muitos defeitos apresentam características idênticas, o que dificulta o diagnóstico. Por exemplo, desbalanceamento, empeno de eixo, excentricidade, operação próxima da velocidade crítica e desgaste de mancais de deslizamento geram vibração a 1xRPM e

apresentam formas de onda e órbitas parecidas. Para identificar o problema e determinar sua causa fundamental, é necessário conhecer mais sobre o comportamento dinâmico da máquina em condições operacionais transitórias, através de análises de vibração nas partidas e paradas e durante as variações de carga e temperatura. Estas análises permitem a obtenção de informações que não são possíveis conseguir com a análise em condição estável, tais como:

• Amplitudes, fases, posições da linha de centro do eixo, formas de onda e órbitas em rotações abaixo e acima das velocidades críticas;

• Conteúdo de freqüência do espectro e alterações das amplitudes e fases da vibração durante as variações de carga e temperatura;

• Conteúdo de freqüência do espectro em toda a faixa de rotação desde o giro-lento até a rotação nominal de operação.

• Alterações da posição da linha de centro do eixo (SCL) durante a partida e parada e nas variações de carga e temperatura.

Muitos diagnósticos só são possíveis com a comparação dos registros de partida / parada antes e após a ocorrência da falha. Para isto é de fundamental importância a realização de uma análise de vibração durante uma partida / parada do equipamento em boa condição mecânica. A vibração transitória pode ser mostrada em diferentes formas de gráficos, sendo importante a análise de cada um deles, uma vez que contribuem com diferentes informações para o diagnóstico. Estes gráficos são:

• Bode; • Polar; • Cascata; • Linha de centro do eixo (SCL);

O gráfico Bode mostra a amplitude global ou a 1xRPM e fase versus a rotação, em coordenadas cartesias (fig. 10). É usado para identificação das frequências de ressonância estruturais e velocidades críticas, que correspondem aos picos de amplitudes acompanhados por variações da fase de aproximadamente 180o. Este gráfico permite também identificar bifurcação de velocidade crítica e determinar as margens de separação entre as ressonâncias ou velocidades críticas e a rotação de operação, o fator de amplificação de ressonâncias e velocidades críticas, o amortecimento presente no sistema rotor-mancais, o ângulo do ponto pesado para efeito de balanceamento e a quantidade e ângulo do “run-out” nas áreas de atuação dos sensores sem contato.

fig. 10 – Gráfico Bode.

A presença de empeno de eixo ou “run-out” nas áreas de atuação dos sensores sem contato podem alterar a aparência do gráfico Bode, causando grandes mudanças de fase, depressões de amplitude em lugar de picos, amplitudes inalteradas ou mudanças das posições dos picos, a ponto de torná-lo inútil para a análise. O gráfico polar, também conhecido como diagrama Nyquist, mostra as mesmas informações do gráfico Bode, ou seja, amplitude global ou a 1xRPM e fase versus a rotação, em coordenadas polares (fig. 11). As ressonâncias ou velocidades críticas aparecem como círculos, com variação de até 90o no ponto de maior amplitude, e a fase cresce no sentido oposto da rotação. A forma do gráfico polar permite distinguir com mais facilidade entre duas velocidades criticas próximas e uma bifurcação de velocidade critica e entre ressonâncias estruturais e velocidades criticas, alem de facilitar a compensação de “run-out”.

fig. 11 – Gráfico Polar. O gráfico de cascata é usado para observar alterações de freqüência versus rotação ou versus tempo (fig. 12). Consiste de uma série de espectros adquiridos à medida que a rotação altera ou em intervalos de tempo regulares. Normalmente é usado para analisar o comportamento da vibração durante partidas e paradas do equipamento ou durante variações de carga e temperatura da carcaça com a rotação constante, permitindo a identificação de instabilidades, ressonâncias, vibração transmitida por máquinas vizinhas ao equipamento analisado, ruído elétrico no monitor ou analisador, etc. Alguns especialistas denominam gráfico de cascata (“cascade plot”) ao registro feito durante variações de rotação (partidas e paradas) e gráfico “waterfall” ao registro feito em rotação constante, ou seja, em função do tempo. O gráfico SCL ou linha de centro do eixo (fig. 13) e órbita superposta ao gráfico SCL (fig. 14) mostram a posição relativa da linha de centro do eixo no mancal, em função da rotação de operação ou do tempo. A folga diametral do mancal é representada por um circulo e a posição da linha de centro do eixo é calculada com base nas leituras da tensão DC (Gap Volt) dos sensores sem contato, montados a 90o em cada mancal. A posição de referencia é ajustada com a leitura feita com a máquina parada ou em giro lento, quando o eixo está em repouso ou bem próximo da parte inferior dos mancais.

fig. 12 – Gráfico cascata.

Conforme a máquina aumenta a rotação na partida a cunha de óleo levanta o eixo e o desloca na direção da rotação, se os mancais forem do tipo cilíndrico ou elíptico. A posição da linha de centro do eixo em operação normal irá depender do tipo de mancal, rotação, carga, condições de lubrificação e alterações do alinhamento com a temperatura. Através da análise da posição do eixo é possível detectar desalinhamento de acoplamento, desgaste de mancais e pré-cargas sobre o rotor geradas por engrenamento e forças do gás ou vapor.

fig. 13 – Gráfico SCL – Linha de centro do eixo. fig. 14 –Órbita superposta ao gráfico SCL. A análise de vibração transitória de grandes turbomáquinas envolve a aquisição de dados de múltiplos sensores simultaneamente, sendo requerido o uso de analisadores FFT com no mínimo 16 canais de dados e 02 entradas de tacômetro para medição de rotação e referência de fase. O padrão da industria para estes instrumentos tem sido os analisadores da linha ADRE da Bently Nevada, cujo modelo mais recente é o sistema ADRE 408 / Spx (interface de processamento de sinais dinâmicos ADRE 408 e software ADRE Spx). Nos últimos anos surgiram novas opções no mercado com recursos similares ao sistema ADRE 408 / Spx e preços mais competitivos, a

exemplo do sistema de monitoração e análise portátil ZonicBook/618E com software ez-Tomas da Iotech, usado em nossas análises, e do sistema Mobilyzer com software Rotordynamics da Data Phisic. A análise de vibração transitória requer ainda que os analisadores multicanais possuam os seguintes recursos:

• Processamento de sinais de diferentes tipos de sensores (acelerômetros, sensores sem contato, sensores de pulsação de pressão, microfones, etc.);

• Amostragem síncrona de todos os canais para uma perfeita correlação de fase entre os canais;

• Velocidade de processamento para análise de dados transitórios com taxa de aceleração de pelo menos 1000 RPM/segundo em todos os canais, para rastreamento de vibração em máquinas que partem ou param muito rápido;

• Medições das tensões DC dos sensores sem contato até –24 VDC; • Apresentação de gráficos de formas de onda, espectros, tendências, órbitas, Bode, polar,

linha de centro do eixo (SCL) e cascata para análise dos dados; • Análise de múltiplos de 1xRPM (order analysis) durante variações de tempo ou rotação; • Apresentação de gráficos de tendência dos sinais DC para avaliações de deslocamento

axial; • Opção de gráfico para mostrar as folgas dos mancais e representar o deslocamento do

eixo dentro dos mancais (gráfico SCL ou de posição da linha de centro do eixo); • Cancelamento de “run-out”; • Armazenamento dos dados disparado por variações de rotação, tempo ou % da amplitude

global do sinal, definidas pelo usuário, e limitado a intervalo de rotação também pré-determinado;

• Expansão do número de canais; • Alarmes por faixas de rotação e por bandas de frequências;

Todos os analisadores mencionados acima atendem a estes requisitos. Dentre as alternativas citadas estamos familiarizado apenas com o ZonicBook/618E e software ez-Tomas (fig. 15), sistema que usamos há vários anos para análise de vibração de turbomáquinas, operando tanto em condições estáveis quanto transitórias, com excelentes resultados. O sistema básico dispõe de 08 canais de entrada de sinais mais 04 entradas de tacômetro, podendo ser expandido para até 56 canais com a incorporação de módulos de expansão de 08 canais. Os sinais são transferidos para um PC em tempo real a mais de 2 MB/segundo, através de uma interface Ethernet 10/100 Base T, que pode ser ligada ponto-a-ponto ou em uma rede para monitoração remota. É um sistema fácil de usar, pequeno, leve e com preço por canal menor que os concorrentes.

fig. 15 – Analisador multicanal ZonicBook/618E com 24 canais.

5 – Estudos de casos Apresentaremos a seguir alguns estudos de casos que irão mostrar aplicações das técnicas descritas e seu papel fundamental no diagnóstico das causas fundamentais das falhas e redução das perdas de produção e custo de manutenção, pela solução definitiva do problema ou adiamento da parada para reparo. Caso 01: Elevações da vibração síncrona de dois turbo-geradores de 47,5 MW após

comissionamento. Dois turbo-geradores de 47,5 MW apresentaram acentuada elevação da vibração síncrona nos mancais do gerador e redutor cerca de dois meses após o comissionamento, causado vários “trip” que forçaram a operação a reduzir a carga de ambos os geradores para aproximadamente 1/3 da carga nominal. As perdas financeiras causadas por esta redução de carga eram da ordem de R$ 150.000,00/dia, sem contar com multas da concessionária por alta demanda em horário de pico.

fig. 16 – Croqui dos turbo-geradores e posições dos sensores.

fig. 17 – Vista do turbo-gerador A. A equipe de preditiva da empresa concluiu que a causa do problema era desalinhamento entre o gerador e o redutor, decido-se, em comum acordo com o fabricante do gerador, parar o turbo-gerador A, cuja condição era mais crítica, para inspeção e verificação do alinhamento. Nesta parada foram realizados os seguintes serviços:

♦ Desacoplar o redutor do gerador para verificação do aperto dos parafusos e inspeção por liquido penetrante dos parafusos e cubos do acoplamento.

♦ Verificar o alinhamento entre o redutor e o gerador e comparar com os valores deixados. ♦ Verificar a resistência e isolação dos enrolamentos. ♦ Verificar a resistência e isolação dos pólos do rotor. ♦ Inspeção da excitatriz e mancais do gerador. ♦ Inspeção das engrenagens e mancais do redutor. ♦ Inspeção da bomba principal de óleo, cujos níveis de vibração e ruído estavam elevados. ♦ Inspeção dos resfriadores do gerador para verificar se havia obstruções ou incrustações.

Após a inspeção do TG-A os fabricantes do gerador e da turbina nos solicitaram a realização de análises de vibração em ambos os turbo-geradores durante a partida e variando as cargas ativa e reativa, cujos resultados apresentamos a seguir. Turbo-gerador A: A vibração de eixo e carcaça do gerador e redutor apresentava variações abruptas durante a excitação e retirada da excitação e elevações graduais quando a carga ativa e/ou reativa era elevada (tabela 01 e fig. 18, 19 e 20).

VIBRAÇÃO DE EIXO DO TG-A NOS DIAS 27/06/08, 31/08/08 E 01/09/08 (µ p-p) DATA 27/06/08 31/08/08 01/09/08

ALARME E TRIP HORA 07:17:47 15:53 20:55 21:01 23:40 01:43

CARGA (MW/MVar) 26,0 / - 14,0 / 0,0 0,0 / 0,0 EXCITAÇÃO 5,0 / 15,0 21,0 / 0,5

TURBINA LOA V 48,5 74,6 51,7 54,6 70,5 73,7 100,0 / 130,0

H 38,4 41,9 39,9 37,8 43,6 44,6

TURBINA LA V 24,6 50,1 30,1 32,1 49,0 52,1 H 26,4 25,1 21,2 19,7 29,1 28,2

REDUTOR E ALTA LA

V 9,7 10,6 11,9 11,2 11,0 11,8

63,0 / 150,0 H 8,4 13,0 11,2 11,2 15,9 13,0 REDUTOR E ALTA LOA

V 13,8 – – – – – H 13,2 – – – – –

REDUTOR E. BAIXA LOA

V 26,6 55,1 71,9 73,2 71,1 48,2

82,0 / 150,0 H 62,3 105,3 72,3 66,0 135,4 72,9 REDUTOR E.

BAIXA LA V 42,9 61,0 49,8 49,1 57,2 55,4 H 34,6 72,0 63,6 63,1 53,9 69,8

GERADOR LA V 36,4 73,5 46,0 53,8 84,2 67,3

?? / 190,0 H 26,2 135,8 58,4 63,5 142,5 115,5

GERADOR LOA V 71,5 105,2 79,0 57,8 103,4 112,0 H 92,6 158,4 132,3 74,7 157,7 163,9

Tabela 1: Vibração de eixo no comissionamento em 27/06/08 e nos dias 31/08/08 e 01/09/08 sem carga, ao excitar e variando as cargas ativa e reativa.

fig. 18 – Tendência da vibração síncrona (1xrpm) de eixo no mancal LOA do gerador do TG-A, mostrando as elevações abruptas das amplitudes durante a abertura do disjuntor (perda de excitação) e quedas abruptas durante a excitação.

fig. 19 – Tendências da vibração síncrona (1xrpm) de eixo do gerador do TG-A, durante a partida e variações das cargas ativa (MW) e reativa (MVar).

fig. 20 – Tendências da vibração síncrona (1xrpm) de eixo do redutor do TG-A, durante a partida e variações das cargas ativa (MW) e reativa (MVar).

Os gráficos Bode e polar (fig. 21, 22 e 23) não apresentaram nenhum pico e a fase não variou significativamente durante a aceleração, indicando que o gerador opera abaixo da 1a velocidade crítica. Após atingir a rotação nominal ocorreram grandes variações das amplitudes e fases durante a excitação e colocação de carga no gerador. As variações das fases atingiram valores de

até 180o e das amplitudes atingiram 75,0 µ p-p ao excitar e 100,0 µ p-p durante as elevações da carga ativa e reativa. Este comportamento elimina simples desalinhamento ou desbalanceamento como causa do problema.

fig. 21 – Gráficos Bode da vibração de eixo nos mancais do gerador e coroa do redutor do TG-A, durante a partida, excitação e operação com carga ativa de 5,0 MW e reativa de 0,0 MVar - Cursor no ponto em que o gerador operava com 5,0 MW e 0,0 MVar.

fig. 22 – Gráficos polar da vibração de eixo nos mancais do gerador e coroa do redutor do TG-A, durante a partida, excitação e operação com carga ativa de 5,0 MW e reativa de 0,0 MVar - Cursor no ponto em que o gerador operava com 5,0 MW e 15,0 MVar.

fig. 23 – Gráficos polar da vibração de eixo no mancal LOA do gerador do TG-A, durante a partida, excitação e operação com carga ativa de 5,0 MW e reativa de 15,0 MVar - Cursor no ponto em que o gerador operava com 5,0 MW e 15,0 MVar.

Concluímos que a causa mais provável seria instabilidade térmica causada por deformação e deslocamento de massa no rotor, sendo muito difícil que os níveis de vibração pudessem ser reduzidos para níveis aceitáveis em todas as condições de carga através de balanceamento dinâmico no local, porque o desbalanceamento resultante da interação entre o desbalanceamento residual e o desbalanceamento térmico (deformação e deslocamento de massa no rotor), varia com a condição de operação. Outro agravante é que não se sabia como este equipamento iria se comportar acima de 21,0 MW, carga máxima que conseguimos operar durante a análise, sendo provável que apresentasse elevações de amplitudes e/ou alterações de fase ainda maiores, dificultando o balanceamento. Os gráficos SCL (linha de centro do eixo) da coroa do redutor e do gerador e gráficos de órbita superposta a SCL, formas de onda e órbitas (fig. 21 a 27) mostraram as seguintes anomalias:

• O eixo da coroa está mais alto e o eixo do gerador mais baixo que o esperado nos mancais lado acoplado. O peso e a força de engrenamento tendem a forçar o eixo da coroa para baixo e ele está próximo ao centro do eixo. Já o eixo do gerador está na posição correta, mas muito próximo das paredes dos mancais, o que pode ser decorrente de carga vertical elevada ou perda de capacidade de carga dos mancais devido a deficiência de lubrificação, desgaste das bolsas de óleo dos mancais (parte do sistema de levantamento do eixo) ou folga excessiva dos mancais (causa fuga axial de óleo).

• As órbitas apresentavam formas alongadas e a forma de onda da vibração vertical no mancal LOA do gerador apresentava assimetria (corte na parte inferior), indicando a existência de pré-carga, cujas causas seriam peso dos rotores, força de engrenamento e desalinhamento residual entre o gerador e o redutor.

fig. 24 – Gráficos SCL (linha de centro do eixo) do turbo-gerador TG-A, durante a partida e variação das cargas ativa e reativa - Cursor no ponto em que o gerador atingiu 1.800 rpm, operando com 0,0 MW e 0,0 MVar.

fig. 25 – Órbitas superpostas ao SCL (linha de centro do eixo) do turbo-gerador TG-A operando com 5,0 MW e 15,0 MVar.

fig. 26 – Órbitas, formas de onda e espectros da vibração de eixo no mancal LA do gerador do TG-A, operando com carga de 21,8 MW e 0,5 Mvar.

fig. 27 – Órbitas, formas de onda e espectros da vibração de eixo no mancal LOA do gerador do TG-A, operando com carga de 21,8 MW e 0,5 Mvar.

Para avaliar se nestas condições de carga (0,0 a 5,0 MW e 0,0 a 15,0 MVar), haveria uma parcela elevada do desalinhamento deixado a frio, para compensar as dilatações das carcaças, mapeamos as temperaturas das carcaças do redutor e gerador e calculamos suas dilatações térmicas, sendo obtidos os resultados mostrados na tabela 02.

Redutor Gerador Horiz. Vert. Horiz. Vert.

Distância da base metálica ao centro do eixo (mm) - ~590,0 - ~1.400,0 Distância dos pontos de ancoragem ao centro do eixo (mm) ~450,0 - 0,0 - Temperatura média da carcaça (oC) - T ambiente 28 oC 54,75 42,4 Dilatação térmica operando com 5,0 MW e 0,0 a 15,0 MVar (mm) 0,14 0,19 0,0 0,24 Diferença das dilatações térmicas (mm) - - -0,14 +0,05 Alinhamento a frio recomendado pela TGM na carga nominal (mm) - - +0,16 -0,07 Tabela 02 – Cálculo das dilatações térmicas das carcaças do redutor e gerador.

Como esperávamos, o gerador está mais elevado que o redutor na condição de carga parcial em que a análise foi feita (+0,05 mm). Entretanto, consideramos este desalinhamento insuficiente para impor uma pré-carga vertical capaz de causar as deformações observadas nas órbitas registradas no gerador, a menos que o alinhamento feito durante a instalação do equipamento não tenha sido foi deixado conforme as recomendações da TGM. Tampouco este desalinhamento com carga parcial é responsável pelos elevados níveis de vibração apresentados pelo gerador e excitatriz, como já mencionamos. A análise da vibração de carcaça mostrou que as tendências da vibração nos mancais do gerador (fig. 28) apresentavam sintomas semelhantes aqueles da vibração de eixo, mas eram bem mais elevadas na direção axial. Os gráficos Bode e polar (fig. 29 e 30) registrados na partida e colocação de carga até 5,0 MW e 15 MVar mostraram que a causa da elevada vibração axial era ressonância das tampas, o que foi confirmado por um teste de impacto realizado após parada do gerador (fig. 31).

fig. 28 – Tendências da vibração de carcaça nos mancais do gerador e mancal LA do eixo da coroa do redutor do TG-A, durante a redução da carga ativa de 14,0 MW para 0,0 MW e carga reativa em 0,0 MVar.

fig. 29 – Gráficos Bode e polar da vibração de carcaça na direção axial nos mancais LA e LOA do gerador do TG-A, durante a partida.

fig. 30 – Gráficos polar da vibração de carcaça na direção axial nos mancais LA e LOA do gerador do TG-A, durante a partida e colocação de carga até 5,0 MW e 15,0 MVar.

fig. 31 – Teste de impacto na tampa LA do gerador do TG-A, para identificação das frequências naturais. Havia um forte ruído e alta vibração na bomba principal de óleo e vibração nas tubulações de óleo do TG-A, atribuído pelo fabricante da bomba a cavitação ou presença de bolsa de ar. Sua recomendação foi a abertura da bomba para fazer um furo unindo a câmara de sucção à seção da carcaça próximo ao centro dos fusos. As formas de onda e espectros da velocidade da vibração (fig. 32) apresentaram sintomas de impactos, que atribuímos a atrito dos fusos entre si ou com a carcaça, e excitação de uma banda larga de freqüências entre 140.000 e 210.000 CPM, cuja causa pode ser cavitação, presença de ar no sistema ou atrito. O espectro de peak-vue da aceleração (fig. 33) mostra claramente que a a taxa de repetição dos impactos é 3.600 CPM, ou seja, duas vezes a freqüência de rotação.

fig. 32 – Espectros e formas de onda da velocidade da vibração na bomba de óleo principal do TG-A.

Analyze Waveform 31-ago-08 23:24:14 RMS = 8.73 PK(+/-) = 50.29/45.87 CRESTF= 5.76

0 10 20 30 40 50 60 70 80

-60

-30

0

30

60

Time in mSecs

Vel

ocity

in m

m/S

ec

BPL2 - TURBO GERADOR TG-04_VIB CARC506-TU_004-5H BMB OLEO EIX SAIDA RED LOA HORIZ

Analyze Spectrum 31-ago-08 23:24:14 RMS = 8.22 CARGA = 15.0 RPM = 1800. (30.00 Hz)

0 50 100 150 200 250 300

0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

Frequency in kCPM

RM

S V

eloc

ity in

mm

/Sec

1.78

53.

603

10.8

0

21.6

1

39.6

2

158.

38 183.

6419

0.79

Freq: Ordr: Spec:

3.603 2.002 1.919

fig. 33 – Espectros e formas de onda de peak-vue da aceleração da vibração de carcaça da bomba de óleo principal do TG-A.

Turbo-gerador B: O turbo-gerador TG-B apresentou níveis de vibração mais elevados que o TG-A, porem, seu comportamento foi o muito parecido, conforme mostrado nas figuras 34 a 38.

VIBRAÇÃO DE EIXO DO TG-04 NOS DIAS 27/06/08, 31/08/08 E 01/09/08 (µ p-p) DATA 21/08/08 24/08/08 02/09/08 03/09/08 ALARME

E TRIP HORA 16:42:30 11:33 11:57 21:36:26 21:37:12 00:08:55 01:10:28 CARGA (MW/MVar) ~17,0 / ? 42,0 / ?? 42,0 / ?? 0,0 / 0,0 EXCITAÇÃO 20,0 / 0,0 10,0 / 6,0

TURBINA LOA V 29,9 – – 45,4 43,7 46,6 46,9 100,0 / 130,0

H 38,0 – – 45,2 43,4 38,1 82,3

TURBINA LA V 14,9 – – 19,9 19,8 31,4 27,8 H 16,9 – – 19,8 20,6 29,4 36,7

REDUTOR E ALTA LA

V – – – 19,8 22,0 17,7 26,1 63,0 / 150,0

H – – – 21,3 20,8 18,9 34,0 REDUTOR E ALTA LOA

V – – (TRIP) – – – (TRIP) H – – – – – – –

REDUTOR E. BAIXA LOA

V – – – 80.9 105,0 102,2 143,5 82,0 / 150,0

H – – – 73,9 85,1 58,9 81,2 REDUTOR E.

BAIXA LA V – – – 86,0 103,4 85,7 98,3 H – – – 56,8 61,7 39,0 35,1

GERADOR LA V 39,8 – – 133,2 127,3 88,3 119,5

?? / 190,0 H 56,0 – – 76,0 73,6 42,1 58,8

GERADOR LOA V 25,3 33,0 181,0 84,0 168,4 182,9 191,3 H 10,2 42,0 111,0 49,9 97,9 134,9 114,9

T mancal G LOA (oC) A / B 78 / 63 79 / 63 86 / - 90 / - 89,0 / - 89,0 / - T óleo Lubrif (oC) – – 45 – – – – T fase R / R1 (oC) – – 108/112 43 / 43 53 / 54 64 / 67 64 / 67 T fase S / S1 (oC) – – 113/108 43 / 43 54 / 53 67 / 65 67 / 65 T fase T / T1 (oC) – – 111/108 43 / 43 53 / 54 67 / 65 67 / 65 T água refrig E/S (oC) – 28 / 29 31 / 31 30 / 31 28 / 29 28 / 29

Tabela 3: Vibração de eixo antes e após a parada para verificação do alinhamento e troca da bomba principal de óleo, operando sem carga, ao excitar e variando as cargas ativa e reativa.

Route Waveform 31-ago-08 23:19:19 (PkVue-HP 1000 Hz) PK = 14.37 PK(+) = 45.57 CRESTF= 4.48 DCoff = 0.0

0 100 200 300 400 500 600 700 800

0

10

20

30

40

50

Time in mSecs

Acc

eler

atio

n in

G-s

BPL2 - TURBO GERADOR TG-04_VIB CARC506-TU_004-5H2 BMB OLEO EIX SAI RED LOA HOR/PKV

Route Spectrum 31-ago-08 23:19:19 (PkVue-HP 1000 Hz) OVERALL= 12.08 A-DG PK = 12.03 CARGA = 15.0 RPM = 1800. (30.00 Hz)

0 20000 40000 60000

0

3

6

9

12

Frequency in CPM

PK

Acc

eler

atio

n in

G-s

3599

.2

7199

.2

1079

8.0

1439

7.5

1799

6.3

2160

7.4

Freq: Ordr: Spec:

3600.0 2.000 8.351

fig. 34 – Tendências da vibração síncrona (1xrpm) de eixo do gerador do TG-B, durante a partida e variações das cargas ativa (MW) e reativa (MVar), trip e nova partida.

fig. 35 – Tendências da vibração síncrona (1xrpm) de eixo do redutor do TG-B, durante a partida e variações das cargas ativa (MW) e reativa (MVar), trip e nova partida.

fig. 36 – Tendências da vibração síncrona (1xrpm) de eixo do gerador do TG-B, mostrando a elevação abrupta das amplitudes durante a excitação e queda abrupta 1,6 segundos após o “trip” (1.768 rpm).

fig. 36 – Gráficos Bode da vibração de eixo no mancal LOA do gerador do TG-B, durante a partida, excitação e variação das carga ativa e reativa.

fig. 37 – Gráficos Polar da vibração de eixo nos mancais do gerador do TG-B, na partida, excitação e variação das carga ativa e reativa - Cursor no ponto em que o gerador atingiu 1.800 rpm (sem carga e frio).

Recomendamos a parada de ambos os geradores para a execução dos seguintes serviços:

• Inspeção boroscópica das cabeças das bobinas e disco de retenção do rotor do gerador, para tentar identificar possíveis causas de deformações térmicas e pontos onde poderiam estar ocorrendo deslocamentos de massa. Se a inspeção não fosse conclusiva, o gerador deveria ser aberto para uma inspeção detalhada do rotor.

• Inspeção dos mancais do gerador para verificar se estão em bom estado e com as folgas dentro da faixa recomendadas pelo fabricante (0,49 a 0,58 mm), e determinar se existe atrito nas selagens ou deficiências no sistema de lubrificação que possa induzir uma perda de capacidade de carga dos mancais.

• Verificar e, se necessário, melhorar o alinhamento entre o redutor e gerador e entre o eixo de baixa do redutor e a bomba principal de óleo.

• Balanceamento dinâmico no local para reduzir a vibração e permitir a operação com cargas ativa e reativa mais elevadas, até que medidas corretivas definitivas fossem adotadas. A avaliação dos gráficos polar demonstrou que a melhor condição de carga para uma tentativa de balanceamento no local do TG-A seria 5,0 MW de carga ativa e entre 0,0 e 5,0 MVar e para o TG-B seria excitado sem carga. Informamos que esta tentativa de balanceamento seria difícil e os resultados incertos, mas mossa expectativa era que a vibração elevaria na partida e cairia para níveis abaixo do limite de trip após a colocação de carga.

• Realizar uma análise dinâmica das tampas do gerador em elementos finitos para confirmar suas freqüências naturais e simular as modificações de projeto necessárias para afastá-las da frequência de rotação. Na impossibilidade de uma solução de curto prazo para este problema, poderíamos projetar um absorvedor dinâmico de vibração para fixar na seção superior das tampas do gerador, o que deveria reduzir os níveis de vibração axial para níveis aceitáveis. Foi salientado que esta solução deveria ser adotada em caráter provisório.

Diante da gravidade do problema e sabendo que o prazo para remover e recuperar o rotor seria muito longo para atender a necessidade do cliente, o fabricante do gerador decidiu fabricar dois novos rotores para substituir os originais defeituosos. Até a entrega dos novos rotores tentaria melhorar a condição do gerador do TG-B através de um reforço dos anéis de retenção e refino do balanceamento no local. Caso 02: Balanceamento dinâmico de um turbo-gerador de 47,5 MW, com instabilidade

térmica. Após a análise de vibração do gerador TG-B, descrita no caso 01, o fabricante do gerador soldou 04 buchas em cada face do rotor para aumentar a rigidez axial dos anéis de retenção, de forma a restringir eventuais deslocamentos das cabeças das bobinas. Depois desta medida foi realizado um balanceamento no local durante a operação sem excitação, com o objetivo de reduzir a vibração para um nível que permitisse a operação temporária do gerador com uma carga de pelo menos 30,0 MW, até a entrega do novo rotor que seria fabricado, cuja previsão era 06 meses. Como era esperado, as variações de amplitudes e fases da vibração tornaram extremamente difícil a tarefa de balancear este rotor, o que impossibilitou o fabricante de atingir os objetivos propostos, mesmo após 07 dias em regime continuo. O gerador ficou operando com carga ativa máxima de 15,0 MW. Após aproximadamente um mês de operação a vibração do redutor e gerador voltou a apresentar acentuada elevação, tendo provocado várias paradas e limitado a operação com carga ativa máxima de 5,0 MW. O fabricante decidiu substituir este gerador por um outro de menor potência até a chegada rotor que seria fabricado. Até a chegada deste outro gerador nos solicitou a realização de novo balanceamento dinâmico no local em emergência, com o objetivo de reduzir os níveis de vibração do redutor e gerador e viabilizar a operação do grupo com a maior carga possível. Durante a partida a vibração de eixo não apresentou elevação significativa enquanto o grupo permaneceu operando no patamar de 1.522 rpm e na rotação nominal (1.800 rpm) antes da excitação do gerador (fig. 40 e 42), como ocorria antes do fabricante soldar as 04 buchas em cada face do rotor, para aumentar a rigidez axial dos anéis de retenção e restringir eventuais deslocamentos das cabeças das bobinas (fig. 38 e 39).

fig. 38 e 39 – Fotos das buchas soldadas no rotor e vista em corte da cabeça das bobinas e seção que foi reforçada.

Ao elevar a carga ativa até 10,0 MW com 0,0 MVar a vibração de eixo elevou para 245,4 µ p-p no mancal LOA do gerador (fig. 40 e 42), provocando trip do equipamento. Este nível de vibração é inaceitável e demonstrou que houve um agravamento da condição do equipamento na condição de operação com carga, após as ultimas intervenções do fabricante do gerador (reforço e balanceamento do rotor). Executamos o balanceamento dinâmico no local em dois planos de compensação no rotor do gerador, sendo o primeiro próximo da excitatriz (P1) e o segundo próximo ao acoplamento (P2). A primeira tentativa foi feita considerando as leituras de vibração realizadas com o gerador operando sem excitação. Os níveis de vibração caíram para valores abaixo de 40,0 µ p-p no gerador e de 65,0 µ p-p no redutor durante a aceleração e operando sem excitação, porém, apresentou elevação abrupta durante a excitação e continuou a elevar durante a operação excitada sem carga, atingindo 191,1 µ p-p no gerador e 143,7 µ p-p no redutor (tabela 04). Cinco minutos após a excitação a vibração começou a apresentar pulsos de alta amplitude que causaram a parada do gerador. Estes resultados foram considerados insatisfatórios, pois não iria assegurar a operação do gerador com carga. Decidido realizar novo balanceamento com base nas leituras de vibração durante a operação do gerador com excitação e sem carga.

Nesta primeira tentativa de balanceamento o desbalanceamento resultante compensado foi de 2.915,0 g a 3o no plano 01 (LOA) e 887,3 g a 228o no plano 02 (LA), conforme mostrado na tabela 04.

A segunda tentativa de balanceamento, feita com base nas leituras de vibração durante a operação do gerador com excitação e sem carga, resultou, como esperado, em níveis de vibração elevados na partida e operando sem excitação. Após a excitação houve uma queda abrupta e durante a operação do gerador excitado sem carga a vibração foi caindo gradualmente, estabilizando com amplitudes máximas de 94,9 µ p-p no gerador e de 78,7 µ p-p no redutor (fig. 41, 43 e 44). Ao colocar cargas ativa e reativa a vibração voltou a elevar, como mostrado na tabela 04 e anexos acima, atingindo valores máximos de 213,0 µ p-p no gerador durante a operação com 16,0 MW e 4,0 MVar e de 112,6 µ p-p no redutor durante a operação com 4,2 MW e 7,0 MVar. Nas atuais condições este resultado foi considerado satisfatório. O gerador foi liberado para operar com até 15,0 MW de carga ativa e 2,0 MVar carga reativa, para evitar novas paradas por alta vibração. Sendo necessário elevar a carga reativa, teria de reduzir a carga ativa até um valor capaz de assegurar níveis de vibração abaixo dos valores de trip do redutor e gerador.

Nesta segunda tentativa de balanceamento o desbalanceamento resultante compensado foi de 2.915,0 g a 3o no plano 01 (LOA) e 887,3 g a 228o no plano 02 (LA). O balanceamento executado, na verdade, consistiu na introdução de desbalanceamentos controlados, para compensar os deslocamentos de massa que ocorrem durante a excitação e as deformações térmicas do rotor, durante a operação com carga. As forças centrífugas geradas por estas massas de compensação foram de 8.252,9 Kgf no plano 01 (LOA) e de 2.443,6 Kgf no plano 02 (LA). A força gerada no plano 01 corresponde a 45,4% da parcela do peso do rotor suportado por este mancal, valor considerado inaceitável (7,5 vezes o desbalanceamento residual admissível pela norma ISO 1940, grau de qualidade G6.3). Os níveis de vibração obtidos após o balanceamento permitiram a permanência deste gerador operando com carga parcial (15,0 MW e 2,0 MVar) até a chegada do gerador de menor potência. Posteriormente o problema foi solucionado com a instalação do novo rotor. Para corrigir a ressonância axial das tampas do gerador o fabricante mudou o sistema de fixação da excitatriz. Originalmente sua carcaça era fixada na tampa do gerador e passou a ser presa direto na base metálica.

Condições em que as leituras foram realizadas.

Data / Hora

Vibração de eixo do gerador (µ p-p @ fase) Vertical Horizontal

LOA (1V) LA (2V) LOA (1H) LA (2H) Antes do balanceamento - Sem excitação quente

08/11/08 15:40h 99,2 a 249o 54,5 a 63o 54,8 a 87o 53,1 a 222o

Idem - Excitado sem carga quente 08/11/08 16:41h 168,0 a 261o 47,6 a 261o 95,3 a 86o 14,5 a 54o

Retirada Mt de 406 g a 308o no P1 - Sem excitação quente

09/11/08 01:10h 129,0 a 245o 42,6 a 22o 51,9 a 52o 44,5 a 189o


Retirada Mt de 406 g a 308o e 1.210,0 g a 158o no P1 - Sem excitação quente

09/11/08 06:30h 39,0 a 251o 103,0 a 112o 25,0 a 86o 73,0 a 255o

Idem - Excitado sem carga / quente 09/11/08 07:00h 103,0 a 262o 68,4 a 169o 58,0 a 81o 38,0 a 306o

Mesma Mt anterior e colocada 670 g a 308o no P1 - Sem excitação quente

09/11/08 16:44h 15,6 a 330o 168,6 a 100o 9,7 a 212o 121,5 a 250o


Retirada Mt de 575 g a 218o no P2 - Sem excitação quente

09/11/08 20:18h 53,7 a 257o 203,6 a 106o 27,1 a 24o 155,0 a 257o

Idem - Excitado sem carga / quente 09/11/08 20:22h 194,7 a 231o 207,5 a 133o 106,6 a 42o 156,3 a 285o

Massas de compensação calculadas (V e H) - Sem excitação quente 09/11/08 P1: 2.472 g a

332o (colocar) P2: 887,3 g a 204o (colocar)

P1: 2.915 g a 3o (colocar)

P2: 887,3 g a 228o (colocar)

Massas de compensação calculadas (V e H)-Excitado sem carga quente 09/11/08 P1: 4.174 g a 12o

(colocar) P2: 1.391 g a 279o (colocar)

P1: 4.689 g a 8o (colocar)

P2: 1.391 g a 277o (colocar)

Com massas de compensação cal-culadas à partir das leituras verticais (sem excitação): P1 = 2.915 g a 3o e P2 = 887,3 g a 228o

S/ excit 10/11/08 14:52h

37,9 a 290o 29,2 a 283o 31,9 a 113o 10,2 a 142o

Excitada 10/11/08 14:57h

191,1 a 240o 140,1 a 223o 99,3 a 57o 76,4 a 6o

Com massas de compensação cal-culadas à partir das leituras verticais (com excitação): P1 = 4.698 g a 8o e P2 = 1.391 g a 277o Obs: Mantidas estas massas de balanceamento, pois não ocorreu trip com carga até 16 MW e 4,0 Mvar. Recomendamos limitar a carga a 15,0 MW.

S/ excit 10/11/08 19:41h

96,4 a 51o 188,4 a 55o 41,6 a 236o 143,4 a 210o

Excitada 19:44h 7,6 a 166o 157,3 a 62o 15,1 a 332o 119,5 a 220o

Excitada 20:12h 91,7 a 241o 82,2 a 125o 59,1 a 48o 59,8 a 274o

8 MW e 4 MVar 21:07h

198,0 a 248o 78,7 a 177o 118,5 a 56o 52,4 a 329o

16 MW e 4 Mvar 21:29h

213,0 a 253 55,8 a 195o 122,4 a 61o 34,2 a 344o

Tabela 4: Vibração de eixo do TG-B durante o balanceamento no local, após o reforço axial dos anéis de retenção do rotor.

fig. 40 – Tendências da rotação e vibração de eixo do gerador do TG-B, durante a partida e elevação da carga ativa até 10,0 MW, com reativa em 0,0 MVar, antes do balanceamento.

fig. 41 – Tendências da rotação e vibração de eixo do gerador do TG-B, durante a partida e elevação da carga ativa até 16,0 MW, com reativa em 4,0 MVar, e até 4,2 MW com 6,0 MVar, após o balanceamento considerando as leituras de vibração com excitação sem carga.

fig. 42 – Tendências da rotação e vibração de eixo do redutor do TG-B, durante a partida e elevação da carga ativa até 10,0 MW, com reativa em 0,0 MVar, antes do balanceamento.

fig. 43 – Tendências da rotação e vibração de eixo do redutor do TG-B, durante a partida e elevação da carga ativa até 16,0 MW, com reativa em 4,0 MVar, e até 4,2 MW com 6,0 MVar, após o balanceamento considerando as leituras de vibração com excitação sem carga.

fig. 44 – Gráficos Bode da vibração de eixo do gerador do TG-B, durante a partida e elevação da carga ativa até 16,0 MW, com reativa em 4,0 MVar, e até 4,2 MW com 6,0 MVar, após o balanceamento considerando as leituras de vibração com excitação sem carga.

Caso 03: Vibração e falhas frequentes em mancais radiais de compressor centrifugo,

devido a corrente de eixo Este compressor entrou em operação em 1971, operando sem grandes anormalidades até o ano 2000, quando entre setembro e novembro foi modificado (“revamp”) para ampliação da sua capacidade de produção. Nesta modificação foram substituídos os acoplamentos de engrenagem por acoplamentos de lâminas; substituídos os rotores dos compressores de alta e baixa pressão devido à acentuada oxidação dos rotores originais; instalado um sistema de monitoração de processo e controle automático de partida fabricado pela Dresser-Rand; substituídos três trocadores de calor por outros de maior capacidade; inspecionados os mancais e selagens da turbina e compressores e mancais e engrenagens do multiplicador de velocidade e realizado alinhamento entre as carcaças e mancais de todos os equipamentos.

Figura 45 – Desenho esquemático do turbo-compressor.

Figura 46 – Foto do turbo-compressor. Histórico após o revamp:

• Dezembro / 2000: Entrou em operação com vibração de eixo aceitáveis. • Dia 14/11/2001: Vibração no mancal LA do compressor de alta pressão era 25,0 µ p-p.

Elevou para 55,0 µ p-p em 15/11/2001 e 100,0 µ p-p em 18/11/2001 (alarme = 50,0 µ p-p e trip = 75,0 µ p-p), causando a parada do equipamento.

• Dia 20/11/2001: Substituídos os mancais radiais do compressor de alta pressão. Na partida a vibração máxima neste mancal era de 15,0 µ p-p.

• Dia 21/11/2001: Parada da planta. • Dia 22/11/2001: Partida da planta. A vibração máxima era 20,0 µ p-p e elevou

posteriormente para 30,0 µ p-p, permanecendo estável até o dia 26/11/2001 pela manhã. À noite a vibração elevou para 40,0 µ p-p.

• Dia 29/11/2001: Vibração no mancal LA do compressor de alta pressão elevou para 60,0 µ p-p.

Inspeção e análise: Os mancais radiais removidos em 19/11/2001 não estavam disponíveis para inspeção, pois, para atender ao programa 5S, haviam sido descartados como “sucata”. Após sua localização fizemos uma inspeção visual utilizando microscópios portáteis com aumentos de 30x e 100x, sendo verificado danos no metal patente das sapatas por “frosting” (fig. 47), o que atribuímos a circulação de correntes de origem eletrostática e/ou magnética, geradas pela presença de condensado no exausto da turbina ou no compressor e magnetismo residual elevado. A causa provável da presença de magnetismo neste equipamento foi solda feita nas tubulações durante o “revamp” para mudanças de projeto no sistema anti-surge.

Figura 47 – Foto de uma sapata do mancal radial do CAP.

A vibração de eixo registrada na análise com carga parcial era elevada apenas no compressor AP (alta pressão), atingindo 64,9 µ p-p a 10.398 CPM (1xRPM) no mancal LA. A órbita neste mancal apresentava forma levemente elíptica, indicando a ocorrência de desbalanceamento ou folga excessiva no mancal (fig. 48).

As amplitudes eram aceitáveis no mancal LOA, mas havia muitas harmônicas da freqüência de rotação, a órbita apresentava uma acentuada deformação e as formas de onda tinham forma de pulsos periódicos com truncagem nas direções H e V, indicando uma aparente pré-carga associada a “run-out”.

Figura 48 – Espectros e órbitas nos mancais LA e LOA do CAP.

À medida que as amplitudes das vibrações do CAP iam elevando no período de 01 a 08/12/2001, atingindo 64,3 μ p-p na direção horizontal e 103,8 μ p-p na direção vertical no mancal LA, a órbita foi se alongando na direção do sensor vertical no mancal LA, tornando-se mais elíptica. Este comportamento foi atribuído a uma elevação da folga do mancal (fig. 49).

Para possibilitar a operação contínua do equipamento até a chegada de mancais sobressalentes, evitando uma perda elevada de produção, calculamos novos limites de vibração de eixo com base na norma VDI 2059, conforme mostrado abaixo, e recomendamos a elevação provisória do limite de “Trip” do CAP.

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -7V CAP LA VERTICAL

Route Spectrum 29-Nov-01 14:34:40

OVRALL= 62.69 D-DG P-P = 62.30 CARGA = 99.0 RPM = 10396. RPS = 173.26

0 20 40 60 80 100 1200

10

20

30

40

50

60

70

80

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

20.7

9

10.4

0

Freq: Ordr: Spec:

10.35 .996 58.64

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -7H CAP LA HORIZONTAL



0 20 40 60 80 100 1200

10

20

30

40

50

60

70

80

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

0

20.7

9

41.5

8

Freq: Ordr: Spec:

10.40 1.000 64.88

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8V CAP LOA VERTICAL



0 20 40 60 80 100 1200

2

4

6

8

10

12

14

16

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

0

20.8

0

31.2

0

41.6

0

52.0

0

62.4

0

72.8

0

83.1

9

93.5

9

Freq: Ordr: Spec:

10.40 1.000 6.028

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8H CAP LOA HORIZONTAL



0 20 40 60 80 100 1200

3

6

9

12

15

18

21

24

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

0

20.8

0

31.2

0

41.6

0

52.0

0

62.3

9

72.7

9

83.1

9

93.5

9

Freq: Ordr: Spec:

10.40 1.000 18.08

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J - PTS=8HO 8VO

Orbit Display 29-Nov-01 14:40:59

P-PX= 24.90 P-PY= 16.69 CARGA = 99.0 RPM = 10225. RPS = 170.41

-30 -20 -10 0 10 20 30-30

-20

-10

0

10

20

30

8HO in Microns8V

O in

Mic

rons

PETR - FAFEN-BA101-J - PTS=7HO 7VO

Orbit Display 29-Nov-01 14:36:58


-60 -40 -20 0 20 40 60-60

-40

-20

0

20

40

60

7HO in Microns

7VO

in M

icro

ns

¶ Limite da faixa aceitável: 35,3 μ p-p. ¶ Nível de alarme: 51,85 μ p-p. ¶ Nível de parada (“Trip”): 90,46 μ p-p. Esta medida permitiu a operação contínua do equipamento até o dia 08/12/2001, evitando perdas de produção da ordem de 1.500 T/dia de uréia e de 1.200 T/dia de amônia, o que representaria um prejuízo operacional de aproximadamente R$ 1.120.000,00/dia.

Figura 49 – Espectros no mancal LA e órbitas nos mancais LA e LOA do CAP. Avaliação dos componentes e serviços executados na parada de 08/12/2001. Foi constatada novamente a presença de “frosting” nas sapatas laterais dos mancais radiais removidos durante esta parada. Em conseqüência disto a folga do mancal aumentou de forma assimétrica, reduzindo sua rigidez em uma direção e tornando a órbita mais elíptica (fig. 48). Este mancal foi substituído. Observou-se a presença de “frosting” também no munhão LA do CAP em um arco de 180º (fig. 50). Este rotor não foi substituído porque havia previsão de uma outra parada de maior duração, para troca de catalisador do reator. A escova SOHRE instalada no lado acoplado da turbina estava com as cerdas completamente gastas, portanto, o turbo-compressor estava operando sem aterramento. A escova da turbina foi substituída e, atendendo nossa recomendação, uma nova escova foi instalada no cubo do acoplamento LA do CAP. Havia magnetismo residual de até 8,0 “Gauss” na caixa de mancal LA do CAP, nível considerado preocupante face às condições em que as medições foram feitas (equipamento parcialmente montado).


Route Spectrum 08-Dec-01 10:54:23


0 20 40 60 80 100 1200

20

40

60

80

100

120

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

6

20.9

2

31.3

8

41.8

3

Freq: Ordr: Spec:

10.46 1.000 103.76


Route Spectrum 08-Dec-01 10:54:23


0 20 40 60 80 100 1200

20

40

60

80

100

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons 10

.46

20.9

2

31.3

8

41.8

4

Freq: Ordr: Spec:

10.46 1.000 70.93


Orbit Display 08-Dec-01 10:59:12


-30 -20 -10 0 10 20 30-30

-20

-10

0

10

20

30

8HO in Microns

8VO

in M

icro

ns


Orbit Display 08-Dec-01 10:57:33


-60 -40 -20 0 20 40 60-60

-40

-20

0

20

40

60

7HO in Microns

7VO

in M

icro

ns

Fig. 50 – Munhão do rotor. Fig. 51 – Escova Sohre.

Os níveis máximos de campo magnético residual permissível em componentes de turbomáquinas, medido ao ar livre, são: 2 Gauss: Componentes de mancais, incluindo as sapatas e seus blocos niveladores, munhões, disco de escora, selos, engrenagens e dentes de acoplamento. 4 Gauss: Caixas de mancais. 6 Gauss: Áreas das rodas e centro do eixo, diafragmas, etc. 10 Gauss: Componentes distantes das áreas de folgas mínimas, tais como carcaças, tubulações, etc.

Após a execução dos serviços as amplitudes máximas de vibração de eixo no mancal LA do CAP caíram de 103,8 μ p-p a 10.459 RPM para 36,0 μ p-p a 10.700 RPM. Estas medições foram feitas em 10/12/2001.

Nos dias subseqüentes às substituições da escova da turbina e mancal LA do CAP e instalação da escova no cubo do acoplamento deste compressor, ocorreram elevações moderadas da vibração nos mancais LA e LOA (tabela 5 e fig. 52) abaixo, antecipando a parada do grupo. A inspeção do compressor de alta pressão realizada na parada do dia 13/01/2002 mostrou as seguintes irregularidades:

• Os mancais estavam em bom estado e com as folgas dentro da faixa recomendada pelo fabricante (encontradas: LA = 0,14 mm, LOA = 0,16 mm / faixa recomendada: 0,10 mm a 0,18 mm). A inspeção visual com microscópio mostrou que não houve mais perda de metal patente por “frosting”. Este resultado confirmou que a causa do desgaste do mancal LA era a descarga de corrente através do mancal e que a elevação da vibração era causada pelo aumento da folga associado a desbalanceamento residual do rotor.

• O munhão LA apresentava perda de aproximadamente 0,015 mm de material num arco correspondente à 180º, em decorrência do “frosting”. Ambos os munhões foram revestidos com carbeto de cromo e retificados posteriormente.

• O rotor recuperado e o rotor reserva foram encaminhados a nossa oficina para balanceamento dinâmico, verificação de “run-out” mecânico e elétrico, mapeamento do magnetismo residual e desmagnetização.

DATA ROTAÇÃO (RPM)

VIBRAÇÃO GLOBAL (µ pico-a-pico) CARGA (%) 7H 7V 8H 8V

08/12/01 10.459 64,3 103,8 28,5 31,3 - 10/12/01 10.190 39,0 36,0 22,0 47,0 - 12/12/01 10.222 43,0 37,0 20,0 47,0 - 17/12/01 10.312 43,0 39,0 23,0 52,0 - 21/12/01 10.304 47,0 41,0 23,0 53,0 - 28/12/01 10.385 53,0 44,0 25,0 58,0 68 04/01/02 - 51,0 43,0 25,0 57,0 - 07/01/02 10.200 54,0 42,0 24,0 56,0 66 29/01/02 - 25,0 35,0 35,0 52,0 - 02/02/02 10.295 10,0 20,0 32,0 49,0 - 19/02/06 10.419 11,0 21,4 29,4 38,9 -

Tabela 5 - Vibração de eixo do compressor de alta pressão antes e após a manutenção de 13/01/2002.

Figura 52 – Gráfico em barra das amplitudes entre 08/12/2001 e 02/02/2002.

• Os níveis de magnetismo da carcaça, diafragmas e mancais do compressor de alta pressão foram mapeados utilizando um Gaussometer com sensor de efeito Hall. Os níveis de magnetismo residuais encontrados nos rotores e carcaça do compressor de alta pressão estavam acima dos limites aceitáveis. A desmagnetização destes componentes utilizando o AutoDegauss alternando os modos “downcycling” e AC, e com o auxílio de dois “tape erasers”, reduziram os níveis de magnetismo para valores aceitáveis.

• Os separadores de condensado foram inspecionados com fibroscópio, não tendo sido encontrados danos aparentes.

Uma nova análise de vibração foi realizada na partida do equipamento no dia 02/02/2002 para verificação das condições mecânicas e operacionais após os serviços executados na parada em 13/01/2002. Houve queda da vibração no mancal LA e moderada elevação no mancal LOA do compressor AP (tabela 5 e fig. 53 e 54).

Amplitude de vibração de eixo nos mancais do CAP antes e após a manutenção de 13/01/2002.

020406080

100120

7H 7V 8H 8V

Pontos

Am

plitu

de (m

icro

ns p

ico-

pico

)

8/12/200110/12/200112/12/200117/12/200121/12/200128/12/20014/1/20027/1/200229/1/20022/2/200219/2/2002

Espectros H e V no mancal LOA do CAP

Figura 53 – Espectros nos mancais LA e LOA do CAP em 02/02/2002.

A órbita no mancal LA apresentava uma forma levemente elíptica e no mancal LOA apresentava acentuada deformação. Neste mancal as formas de ondas permaneceram truncadas na direção vertical e com pulsos periódicos, indicando que a pré-carga permaneceu elevada, o que atribuímos a desalinhamento. A avaliação realizada nesta análise mostrou que as medições de tensão de eixo após a desmagnetização revelaram uma queda acentuada da tensão nas configurações em que uma escova não está aterrando. Estas medições indicaram que o aterramento no lado do compressor AP era mais eficiente que no lado da turbina, provavelmente devido à parcela de origem eletromagnética da tensão de eixo, cuja fonte está mais próxima do compressor (tabelas 6 e 7). A inspeção da chaveta guia do CAP com calibrador de lâminas mostrou que o lado esquerdo estava com folga de 0,10 mm e o lado direito estava sem folga. Os apoios da carcaça sobre os pedestais LOA não possuíam placas auto-lubrificantes nem pareciam ter sido lubrificados para permitir o deslizamento lateral durante a dilatação térmica da carcaça.

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8V CAP LOA VERTICAL

Label: 101-J -10V /VIBEIXO DESC.

Route Spectrum 19-Feb-02 15:56:02


0 20 40 60 80 100 1200

5

10

15

20

25

30

35

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

2

20.8

4

31.2

6

41.6

9

93.8

0

52.1

1

62.5

3

83.3

7

104.

22

114.

64

Freq: Ordr: Spec:

10.35 .993 18.10

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8H CAP LOA HORIZONTAL

Label: 101-J -10H /VIBEIXO DESC.



0 20 40 60 80 100 1200

5

10

15

20

25

30

35

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

2

20.8

4

31.2

7

Freq: Ordr: Spec:

10.42 1.000 28.70


Label: 101-J -9V /VIBEIXO SUCCAO



0 20 40 60 80 100 1200

3

6

9

12

15

18

21

24

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

2

20.8

4

31.2

6

52.1

0

41.6

8

Freq: Ordr: Spec:

10.35 .993 18.38


Label: 101-J -9H /VIBEIXO SUCCAO



0 20 40 60 80 100 1200

2

4

6

8

10

12

Frequency in kCPM

P-P

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

10.4

2

20.8

4

Freq: Ordr: Spec:

10.42 1.000 10.55

Figura 54 – Órbitas e formas de onda nos mancais do CAP em 19/02/2002.

Ponto de Medição

Corrente de Eixo Tensão de Eixo Condição da Medição Pico

(Amps) Média

(Amps) Pico - Volts

CAP – LA 0,010 0,001 1,9 a 2,2 Escova Turbina Ativada CAP – LA 0,010 0,001 7,2 a 8,0 Escova Turbina Desativada Turbina – LA 0,010 0,001 8,9 a 9,6 Escova do CAP Desativada Turbina - LA 0,010 0,001 0,6 a 0,8 Escova do CAP Ativada

Tabela 6 - Medições realizadas anteriormente à desmagnetização do rotor e da carcaça superior do compressor de alta pressão.

Ponto de Medição

Corrente de Eixo Tensão de Eixo Condição da Medição Pico

(Amps) Média

(Amps) Pico - Volts

CAP – LA 0,010 0,001 2,0 a 2,4 Escova Turbina Ativada CAP – LA 0,010 0,001 2,7 a 3,3 Escova Turbina Desativada Turbina – LA 0,010 0,001 2,2 a 3,1 Escova do CAP Desativada Turbina - LA 0,010 0,001 0,5 a 0,7 Escova do CAP Ativada

Tabela 7 - Medições realizadas após a desmagnetização do rotor e da carcaça superior do compressor de alta pressão.

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8VO CAP LOA VERTICAL-ORBITA

Waveform Display 19-Feb-02 15:56:30

P-P = 36.82 CARGA = 100.0 RPM = 10500. RPS = 175.00

PK(+) = 30.14 PK(-) = 24.52 CRESTF= 2.31

0 10 20 30 40 50 60 70 80-30

-20

-10

0

10

20

30

40

Time in mSecs

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

Time: Ampl:

46.17 30.05

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -8HO CAP LOA HORIZONTAL-ORBITA


P-P = 29.13 CARGA = 100.0 RPM = 10500. RPS = 175.00

PK(+) = 17.98 PK(-) = 16.49 CRESTF= 1.75

0 10 20 30 40 50 60 70 80-20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

Time in mSecs

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

Time: Ampl:

46.02 17.52

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -7VO CAP LA VERTICAL-ORBITA


P-P = 21.36 CARGA = 100.0 RPM = 10500. RPS = 175.00

PK(+) = 12.70 PK(-) = 10.47 CRESTF= 1.68

0 10 20 30 40 50 60 70 80-12

-9

-6

-3

0

3

6

9

12

15

Time in mSecs

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

Time: Ampl:

41.48 12.38

PETR - TURBO-COMPRESSOR/VIB. EIXO101-J -7HO CAP LA HORIZONTAL-ORBITA


P-P = 11.20 CARGA = 100.0 RPM = 10500. RPS = 175.00

PK(+) = 6.24 PK(-) = 8.06 CRESTF= 2.04

0 10 20 30 40 50 60 70 80-10

-8

-6

-4

-2

0

2

4

6

8

Time in mSecs

Dis

plac

emen

t in

Mic

rons

Time: Ampl:

41.33 6.228


Orbit Display 19-Feb-02 15:56:30


-40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40-40

-30

-20

-10

0

10

20

30

40

8HO in Microns

8VO

in M

icro

ns

Rev : AmpX: AmpY:

10.42 -13.56 -2.130


Orbit Display 19-Feb-02 15:55:02


-15 -12 -9 -6 -3 0 3 6 9 12 15-15

-12

-9

-6

-3

0

3

6

9

12

15

7HO in Microns

7VO

in M

icro

ns

Rev : AmpX: AmpY:

10.42 .191 4.993

Serviços recomendados:

♦ Instalar um sistema de aterramento e monitoração de corrente e tensão de eixo com duas escovas de aterramento e leitura de corrente e mais duas para leitura de tensão.

♦ Verificar e corrigir, se necessário, o alinhamento entre os mancais do CAP, tensões das tubulações e nivelamento e paralelismo entre os pontos de apoio.

♦ Lubrificar a chaveta guia com bissulfeto de molibdênio e verificar a viabilidade técnica de introduzir calços auto-lubrificantes sob as sapatas deslizantes, para permitir a livre dilatação da carcaça no lado da descarga.

O equipamento permaneceu em operação continua com a vibração estabilizada em níveis próximos dos valores registrados na análise do dia 02/02/2002 (tabela 5). No início de janeiro de 2005 houve uma intervenção para troca do rotor do CAP, devido a uma pequena elevação da vibração radial e deslocamento axial. A rápida elevação das amplitudes de vibração no mancal LA do CAP era causada pela queda de rigidez devido à elevação da folga provocada por “frosting” das sapatas laterais e munhão, associado a desbalanceamento residual do rotor. As características da órbita e formas de onda e a relação entre as fases da vibração de carcaça nos mancais do multiplicador e CAP, indicaram a existência de “run-out” na área de atuação dos sensores sem contato e pré-carga no mancal LOA deste compressor causada por desalinhamento entre estes equipamentos e entre os mancais do compressor.

O fluxo de correntes de eixo através do filme de óleo do mancal LA do compressor de alta pressão, provocou o desgaste das sapatas oscilantes e do munhão do rotor (Fig. 49). Esta ação foi permitida pelo completo desgaste das cerdas da escova de aterramento da turbina. Este fenômeno veio a se manifestar desta vez no CAP devido à presença dos acoplamentos de lâminas (melhora na condutividade) e da espessura do filme de óleo existente no mancal.

Após os serviços executados na parada de 13/01/2002 o equipamento operou com amplitudes de deslocamento de eixo estáveis até inicio de 2005. Na parada realizada para a substituição do rotor do CAP não foram mais observadas manifestações de magnetismo nos mancais (“frosting”), indicando que a causa fundamental das falhas anteriores havia sido determinada e corrigida.

Ressaltamos a importância de preservar os componentes danificados removidos durante as manutenções, para permitir sua inspeção detalhada com o objetivo de determinar as causas da falha. Na situação descrita não havia mais mancais sobressalentes. A inspeção das sapatas que haviam sido descartadas foi de suma importância para determinar que a causa das falhas era eletro-erosão do metal patente das sapatas causada por circulação de correntes de origem eletrostática e magnética. De posse deste diagnóstico foi decidido substituir a escova usada na turbina e instalar uma nova escova no compressor de alta pressão. Estas medidas permitiram operar o equipamento, mesmo com o mancal e o munhão parcialmente danificados, até a data em que uma nova parada da unidade já estava programada e que os novos mancais sobressalentes já estariam disponíveis.

Em uma nova análise e inspeção do rotor realizada em 2006 descobrimos que os pulsos na forma de onda e deformação da órbita no mancal LOA do compressor de alta pressão eram causadas por erro de forma do moente LOA e um pólo magnético próximo ao colar de escora e da área de atuação do sensor sem contato. Havia também severa corrosão do eixo, o que motivou a decisão de confeccionar novo eixo, realizar balanceamento progressivo e desmagnetização. Estas medidas corrigiram definitivamente o problema.

Figura 55 – Espectros, formas de ondas e órbitas da vibração radial de eixo do compressor AP, durante a operação com 6.601 / 10.711 rpm em 04/01/06. Figura 56 – Espectros, formas de ondas e órbitas da vibração radial de eixo no mancal loa do compressor AP, durante a operação com 6215 / 10.083 rpm em 20/01/06, após a troca do rotor e tambor de balanceamento.

Figura 58 – Tendências da vibração radial de eixo e rotação do compressor AP, durante a operação com carga nos dias 03 e 04/01/06, na condição original, e no dia 20/01/06, após a troca do rotor e tambor de balanceamento do compressor AP.

Figura 57 – Rotor do compressor AP com forte oxidação.

Evolução e Importância Da Monitoração e Análise de Condição de Turbomáquinas

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