Curso Balanceamento de Rotores - Análise de Vibrações e Técnicas

RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Engº Ricardo Damião Góz Engº Thadeu Carneiro da Silva RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 2 de 66 SUMÁRIO RESUMO 4 CAPÍTULO 1 NECESSIDADE DE BALANCEAMENTO 5 11 Introdução 5 12 Necessidade do Balanceamento 5 13 Origens do Desbalanceamento 6 14 Algumas Causas de Desbalanceamento 6 111 Tolerâncias de Fabricação 7 112 Práticas de Oficina 7 113 Operação Normal 8 114 Desgaste e Erosão 9 115 Resumo 9 15 Efeitos e Tipos de Desbalanceamento 9 16 Rotores Rígidos e Rotores Flexíveis 12 CAPÍTULO 2 TÉCNICAS DE BALANCEAMENTO 14 21 Balanceamento Dinâmico 14 CAPÍTULO 3 QUALIDADE DE BALANCEAMENTO 18 31 Introdução 18 32 Quantificação do Desbalanceamento 18 33 Exemplo de Uso da Norma ISO 19401 19 34 Avaliação do Desbalanceamento pela Vibração 19 CAPÍTULO 4 BALANCEAMENTO COM BALANCEADORAS 22 41 Introdução 22 42 Como especificar 22 43 Comparação entre Balanceadoras Duras e Moles 22 CAPÍTULO 5 BALANCEAMENTO DE CAMPO 24 51 Introdução 24 52 Método dos 3 Pontos 25 53 Método Vetorial de Um Plano 27 54 Balanceamento Vetorial de 2 Planos 32 CAPÍTULO 6 SOFTWARES DE BALANCEAMENTO DE CAMPO 35 CAPÍTULO 7 CARACTERÍSTICAS DE UNIDADES GERADORAS PARA O BALANCEAMENTO 36 71 Referências 36 72 Introdução 36 73 A Correção 39 74 Desbalanceamento Magnético 40 75 Perturbações Hidráulicas na Turbina 43 76 Limites e Critérios de Vibração em Turbinas 44 77 Práticas de Balanceamento de Unidades Geradoras 47 771 Instrumentação 47 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 3 de 66 772 Tipos de Balanceamentos 49 773 Formas de Balanceamento 49 774 Métodos de Cálculo de Balanceamento de Campo 49 78 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 51 Fabrica de Cimento 62 52 Siderúrgica USStell 63 6 A Tecnologia SKF 64 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 4 de 66 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 PróAtiva Falha Zero e outros que lembram maior Vida Útil maior Disponibilidade menor Estoque Manutenção Justintime 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 falase 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 5 de 66 CAPÍTULO 1 NECESSIDADE DE BALANCEAMENTO 11 Introdução Neste módulo tratase 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 Apresentarseá também a norma internacional que recomenda a qualidade de balanceamento para cada caso 12 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 prevêse 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 6 de 66 13 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 Somamse 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 11 Ilustração 11 Diferença entre o eixo de rotação e o eixo de inércia 14 Algumas Causas de Desbalanceamento Entender as causas do desbalanceamento é importante para poder corrigir o problema RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 7 de 66 Um balanceamento pode ser um esforço perdido se as causas não forem controladas Este texto comenta algumas causas que levam uma máquina ao desbalanceamento 111 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 112 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 12 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 8 de 66 Não existe uma resposta ótima para isso a não ser aquela que a massa não mude com o conjunto montado Ilustração 13 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 113 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 14 mostra um ventilador axial de Ø760 mm e o detalhe abaixo A inspeção das pás mostra arestas rugosas com depósito de materiais Ilustração 14 Ventilador axial de Ø760 mm A Ilustração 15 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 9 de 66 Ilustração 15 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 114 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 16 Rotores danificados 115 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 15 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 10 de 66 a Uma fatia de 2 kg do rotor com empenamento de 1 µm equivale a um ponto pesado de 002 g localizado a 100 mm do centro ou 2 gmm b Uma bolha de Ø 2 mm a 20 mm do centro de rotação em um rotor de aço cria um ponto pesado de 00653 g a 10 mm do centro no lado oposto da secção ou 065 gmm 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 17 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 17 Exemplo de formação das resultantes do desbalanecamento Na Ilustração 17 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 11 de 66 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 podese 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 18 Como os módulos e as direções de R1 e R2 podem ser quaisquer podemse 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 18 Ilustração 18 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 biapoiado 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 12 de 66 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 eg serra circular polias engrenagens alguns ventiladores rebolos etc a parcela dinâmica do desbalanceamento momento resultante pode ser desprezada se a rotação não for alta 16 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 rotoreixo e a dos mancais Quanto maior a flexibilidade dos mancais mais o rotor podem ser considerados rígidos A Ilustração 19 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 19 Ilustração 19 Representação Coreográfica do efeito da flexibilidade dos mancais RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 13 de 66 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 14 de 66 CAPÍTULO 2 TÉCNICAS DE BALANCEAMENTO 21 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 aceitase 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 semiautomáticas 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 15 de 66 A Ilustração 21 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 dispõese de balanceadoras para rotores de 1 grama até muitas toneladas com excelentes níveis de qualidade Ilustração 21 Esquema de uma balanceadora dinâmica RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 16 de 66 Ilustração 22 Exemplo de balanceadora dinâmica Ilustração 23 Exemplo de balanceadora dinâmica de grande porte RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 17 de 66 Ilustração 24 Exemplo de balanceadora dinâmica de grande porte RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 18 de 66 CAPÍTULO 3 QUALIDADE DE BALANCEAMENTO 31 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 32 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 gmm 8 g a 26 mm dá um desbalanceamento de 208 gmm Por exemplo o rotor com 208 gmm 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 gmm U massa x distância gmm 31 O desbalanceamento residual permissível depende da massa do rotor quanto mais pesado o rotor maior poderá ser o residual Definiuse então o Desbalanceamento Residual Especifico que vale o desbalanceamento residual permissível dividido pela massa do rotor e tem o símbolo e kg gmm massa do rotor kg U e 32 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 19 de 66 Lêse 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 meω N F 2 Cent Com base em muitos anos de experiência os especialistas decidiram que o produto da rotação em radianossegundo pelo desbalanceamento residual específico deve ser constante para aumentar a rotação tem que diminuir o resíduo especifico kgs constante gmm eω G 33 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 47 e um giroscópio 04 Esta constante foi denominada G e normalizada de 4000 a 04 em função do tipo do rotor e sua aplicação G é chamada de Qualidade de Balanceamento A tabela 31 reproduz a indicação da norma ISO 19401 Balance Quality of Rotating Rigid Bodies 33 Exemplo de Uso da Norma ISO 19401 Rotor com grau de qualidade 52 massa 40 kg e rotação máxima 3550 RPM SOLUÇÃO Rotação ππππ ππππ ωωωω s 75 rad 371 60 2 3550 60 2 n Com G 52 o desbalanceamento residual permissível vale 560 gmm 75 371 52100040 U Se o rotor for simétrico em termos de massa cada plano de balanceamento terá metade de U ou seja U por plano 280 gmm 34 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 20 de 66 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 31 Graus de Qualidade de Balanceamento pela Norma ISO19401 G Tipos de Rotores Exemplos Gerais 4000 Conjunto girabrequim de motores marítimos lentos com número ímpar de cilindros34 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 locomotivas5 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 21 de 66 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 63 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 25 Turbinas a vapor e a gás incluindo as usadas na marinha mercante Rotor rígido de turbogerador 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 tapedeck e tocadiscos Conjunto de retifica Pequenas armaduras elétricas com requisitos especiais 04 Mandris rebolos e armaduras de retificas de precisão Giroscópios 1 ω 2πn60 ω n10 rds 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 ms E os rápidos são aqueles com velocidade do pistão maior do que 9 ms 5 No motor completo a massa do rotor é a soma de todas as massas anexadas ao conjunto girabrequim RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 22 de 66 CAPÍTULO 4 BALANCEAMENTO COM BALANCEADORAS 41 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 42 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 G25 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 43 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 23 de 66 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 24 de 66 CAPÍTULO 5 BALANCEAMENTO DE CAMPO 51 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 51 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 25 de 66 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 45 g a 122 mm 549 gmm A posição angular deve ser marcada talvez chamála 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 52 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 resolvêlo 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 fazse uma divisão de 3 posições angulares A forma mais fácil é dividilo em 120 º Isso define as posições 12 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 desenhase em um papel um circulo completo com raio correspondente à amplitude de V0 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 26 de 66 Exemplo Se a vibração original for 8 desenhase um círculo de raio 8 ou 4 ou 2 ou em qualquer escala conveniente Nesse círculo desenhado no papel reproduzse a mesma divisão angular feita no rotor e marcamse os pontos 1 2 e 3 sobre o círculo Com uma massa de teste mT 45 g colocada na posição 1 0º a vibração passou para V1 1105 Retirase a mT de1 e colocase na posição 2 de 120º a vibração passou para V2 382 Retirase a mT de 2 e colocase na posição 3 de 240º a vibração passou para V3 1509 Com essas medidas voltase ao gráfico e traçase 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 27 de 66 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 temse 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 OP V m m 0 T C 51 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 53 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 52 abaixo mostra um esquema comum Máquina Planos de Balanceamento RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 28 de 66 Acelerômetro Sensor de Fase Ótico Analisador Ilustração 52 Esquema comum de balanceamento Com a instrumentação mostrada acima a medida de vibração fica com o seguinte aspecto V0 8 mms a 40º Então convém usar notação vetorial Assim s a 40º V0 8 mm 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 V0 r 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 29 de 66 Ilustração 53 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 V0 8 mms a 40º 3 Plotar este vetor com uma escala apropriada RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 30 de 66 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 V1 1354 mms a 11º r 6 Plotar no gráfico na mesma escala de V0 r 7 Fazer a operação vetorial 0 1 ef V V V r r r Vef r é o efeito da massa de teste na máquina 8 Medir no gráfico usando a mesma escala o tamanho de Vef r 9 Medir o ângulo β no gráfico Verificar o sentido de Vef r até V0 r Atenção observar bem o sentido de giro de Vef r até V0 r 10 Agora é preciso virar Vef r de βº para ficar posicionado contra a vibração original V0 r Para conseguir isso é preciso girar no rotor a massa de teste de βº no mesmo sentido do giro de Vef r no gráfico RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 31 de 66 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 Vef r segundo a equação ef 0 T C V m V m r r 52 11 Depois de colocada a massa de correção medese 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 V1 r refazer todo o procedimento com o V0 r original 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 32 de 66 Ilustração 54 Exemplos de gráficos 54 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 temse 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 33 de 66 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 34 de 66 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 35 de 66 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 0 ef P V O V 61 Como se lê o operador P O atua sobre o efeito Vef para transformálo em 0 V 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 bidimensional Assim temse 2 1 ef22 12 ef ef21 11 ef 20 10 O O V V V V V V 62 Como se lê os operadores 1 O e 2 O atuam nos 4 efeitos e criam vetores iguais e opostos às vibrações originais V10 e V20 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 36 de 66 CAPÍTULO 7 CARACTERÍSTICAS DE UNIDADES GERADORAS PARA O BALANCEAMENTO 71 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 205664 205982 206066 ISO 263178 237274 194073 237370 DIN 4566568 BS 467571 ANSI 521780 72 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 podese 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 devese 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 37 de 66 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 71 representa esquematicamente o comportamento de um rotor girando com rotação ω rads com as forças de massa geradas pela rotação Ilustração 71 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 2 i n i 1 i C m d f ωωωω 71 Onde Wi ou mi Massas desbalanceadas di Distancias ao eixo de rotação ω Rotação do rotor em rads RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 38 de 66 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 72 abaixo Ilustração 72 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 73 mostra as forças atuantes RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 39 de 66 Ilustração 73 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 73 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 kgm2 Então as adições de massa para balancear são colocadas no rotor do gerador para que a vibração atinja níveis aceitáveis A Ilustração 74 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 40 de 66 Ilustração 74 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 74 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 75 mostra um exemplo de variação de entreferro e suas conseqüências Ilustração 75 Desequilíbrio magnético RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 41 de 66 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 g Área Interna do Estator Fempuxo 20 δ 71 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 15 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 curtocircuito 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 42 de 66 excitação a vibração pode atingir níveis críticos Se ocorrer uma rejeição de carga a turbina acelera e a situação pode ficar muito mais perigosa Curtocircuito 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 76a 76b e 76c 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 76a Vibrações oscilografadas nos mancais de uma máquina antes da adição de massas de correção Ilustração 76b Vibrações oscilografadas nos mancais de uma máquina após a adição de massas de correção sem excitação do gerador RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 43 de 66 Ilustração 76c 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 75 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 runout 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 77 Vibração radial de um eixo vertical Onde δP é a vibração total e δD a vibração sem runout RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 44 de 66 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 0125 Hz o caso da trança Corrigido o problema a medida de vibração do eixo mostrou a rotação da máquina Ilustração 78 Ilustração 78 Vibração do eixo com os ângulos das pás corrigidos Outro exemplo na Ilustração 79 mostra as vibrações radiais do eixo de uma Francis sem aeração natural durante o aumento de carga Percebese que o eixo passa por região de instabilidade nesse caso atribuído ao runout isto pode indicar regiões críticas de funcionamento Ilustração 79 Vibrações de uma turbina com o aumento da carga 76 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 710 mostra a Carta de Rathbone publicada em 1939 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 45 de 66 Ilustração 710 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 711 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 46 de 66 Ilustração 711 Carta da IRD ou General Machinery Vibration Severity Chart Até a década de 80 utilizavamse 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 47 de 66 A Norma NEMA LG31959 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 runout 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 100 µm 50 150 A Real de Desbalanceamento 72 Caso contrário se o run out apresenta 50 µm evidenciando um afastamento do instrumento medidor a amplitude real de desbalanceamento será 200 µm 50 150 A Real de Desbalanceamento 73 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 77 Práticas de Balanceamento de Unidades Geradoras 771 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 48 de 66 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 712 mostra o esquema de um sistema de aquisição Ilustração 712 Esquema de sistema de aquisição de dados A Ilustração 713 mostra um exemplo de medida RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 49 de 66 Ilustração 713 Desbalanceamento inicial da máquina rodando a vazio e sem excitação 772 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 773 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 transportálo 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 774 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 fazse o analítico As formas e métodos estão detalhados nos Capítulos anteriores desta apostila RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 50 de 66 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 Adotase uma escala eg 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 dividilos 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 51 de 66 proporção VAVB 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 4500 tonm2 Rotação 300 RPM Relação LD 03 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 714 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 933 kg no ponto 2 as medidas passaram para VB1 378 µm a 191º VC1 275 µm a 221º RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 52 de 66 Ilustração 714 Posicionamento dos transdutores Os oscilogramas de medidas estão mostrados abaixo Ilustração 715 Oscilograma do desbalanceamento inicial RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 53 de 66 Ilustração 716 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 antihorário para próximo do ponto I de colocação da massa de teste As massas requeridas para anular VB e VC são respectivamente 75 e 195 kg Depois de colocada a massa de 725 kg no ponto I as vibrações passaram para VB2 216 µm a 230º e VC2 232 µm a 263º RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 54 de 66 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 antihorário enquanto para o ponto C pode ficar na mesma posição No refino as massas de correção de VB e VC são respectivamente 106 e 15 kg Na tentativa foi adicionado mais 14 kg no ponto VIII mantendose a massa de 725 kg no ponto I Com esta composição haverá uma resultante de 83 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 55 de 66 Depois foi verificada a influência da potencia gerada As medições foram repetidas para 25 50 75 e 100 da potência nominal Observouse que a vibração no ponto C aumenta com a potência gerada o no ponto B diminui Veja gráfico abaixo Outro Exemplo Outro exemplo prático referese a dois grupos geradores iguais com as seguintes características Peso do gerador 729 ton GD2 70000 Tonm2 Rotação 120 rpm Diâmetro do rotor 113 m Diâmetro do ponto de inserção das massas de teste 95 m Relação LD 02 Potência 3505 MVA Acionamento Turbina Francis Medidas nos pontos S mancal guia do Gerador e I mancal guia da turbina como podem ser observadas na Ilustração 717 abaixo RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 56 de 66 Ilustração 717 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 1156 kg no ponto 6 VS1 100 µm θ1 120º em atraso VI1 103 µm θI1 30º em atraso Os índices 0 e 1 referemse à situação antes e após a adição de pesos respectivamente Unidade Geradora 2 Ilustração 731 VS0 274 µm θ0 146º em atraso VI0 280 µm θI0 1905º 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 2735º em atraso RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 57 de 66 A sensibilidade à massa de teste de uma Unidade Geradora de 4500 tonm2 e 300 RPM é de aproximadamente 36 µmkg Para máquinas de 70000 tonm2 e 120 RPM é em torno de 2 µmkg Ilustração 718 Diagrama Vetorial da Oscilação da unidade geradora 1 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 58 de 66 Ilustração 719 Diagrama Vetorial da Oscilação da unidade geradora 2 78 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 59 de 66 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 LD 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 Certificarse 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 60 de 66 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 61 de 66 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 62 de 66 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 Biapoiado com uma entrada e 3 Biapoiado 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 Biapoiado 1 Entrada Tipo 3 Dupla Aspiração Ilustração 3 Configurações de Ventiladores Centrífugos 5 Exemplos de Aplicação 51 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 mms a 1330 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 63 de 66 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 06 e 13 mms e o intervalo entre paradas passou para 6 meses para limpeza As paradas de emergência foram eliminadas 52 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 55 mms Para manter o serviço o rotor era balanceado 2 vezes por mês a um custo de US 100000 por vez e um dia de parada Os rolamentos eram trocados todos os meses Ilustração 5 Exaustor RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 64 de 66 b Solução A instalação do Balanceador Ativo manteve a vibração em 05 mms e os rolamentos passaram a suportar mais do que 1 ano de serviço Só na troca de rolamentos a USSteel economizou US8000000 em peças e mão de obra Em horas de manutenção a empresa estima a redução de mais de 1000 horas manutenção equivalente a US4500000 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 RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 65 de 66 Tabela 1 Força Centrífuga como porcentagem da força estática nos mancais Comparação entre as Normas API ISO MILSTD1671 para tolerâncias de balanceamento em função da Máxima Rotação de Operação RPM RT Análise de Vibrações e Balanceamento CURSO BALANCEAMENTO DE ROTORES Página 66 de 66 15 18 21 24 Velocidade em mmSec