Vibração elevada em ventiladores: quebra de eixos e mancais

Vibração elevada em ventiladores causa a lentidão na rotação e paradas por quebra de eixos e mancais de rolamentos. É exatamente essa situação que vamos demonstrar aqui neste estudo de caso envolvendo uma empresa do Setor Sucroalcooleiro que realizou modernização em três Geradores de Vapor de grande porte, instalando dois ventiladores de tiragem novos em cada gerador de calor e respectivos lavadores úmidos de gases.

O combustível utilizado nos geradores de calor é o bagaço de cana. Ocorre que todos os ventiladores de tiragem, apresentaram vibração excessiva após alguns meses de operação, ocorrendo quebra de eixo de rotor e respectivos rolamentos em dois ventiladores, de geradores diferentes.

Perdas observadas:

• Redução forçada da produção, por baixa pressão e vazão de vapor (15%~20%)
• Redução da Moagem e de todo sistema Industrial, produção de açúcar e álcool.
• Redução da produtividade do Setor Agrícola, corte e movimentação de cana.
• Redução da cogeração de energia elétrica, afetando contrato com concessionária.
• Manutenção excessiva sob custos elevados, para recuperação de pás dos rotores.

 

 

 

 

 

Análise de vibração e situação encontrada

 

Mancal 1 LA – Rolamento de rolos dupla carreira, montagem da pista externa com folga axial de 0,7mm, onde deveria estar com folga axial “zero”. 

Mancal 2  LOA – rolamento de rolos tipo CARB SKF, projetado para absorver deslocamento axial  do eixo em carga, sob apoio centrado nos roletes internos.   O rolamento CARB foi projetado para o deslocamento do eixo “passear” na axial dentro dos roletes.

P1: plano de balanceamento dinâmico 1, local para adição ou retirada de massa, quando em execução de balanceamento dinâmico em dois planos, no campo.

P2: plano de balanceamento dinâmico 2, local para adição ou retirada de massa, quando em execução de balanceamento dinâmico em dois planos, no campo.

 

Dados dos Equipamentos:

• Motor Modelo 355 ML – 6 pólos – 400 cv.
• Trabalhando com Inversor de Frequência, “set point” operacional ajustado conforme necessidade de produção.
• Ventilador Ventec Modelo PAC-18-2360.

Medições e análises relativas ao exaustor típico número 1, da Caldeira 1.   O equipamento se encontrava em torno de 780,0 rpm (~13,0 Hz), no momento das coletas de vibração.   Por se tratar de controle de rotação por conversor de frequência, as condições de giro e carga variam conforme ajuste operacional.

Nesse momento, encontramos vibração elevada principalmente na direção axial do mancal LA, lado do motor, do Ventilador 01, parâmetro velocidade RMS, amplitude 19,29 mm/s de nível global, sendo os principais componentes:

1xrpm 13,0Hz amplitude 11,89 mm/s RMS   –   2Xrpm 26,0Hz amplitude 7,64 mm/s RMS –  3Xrpm 39,0Hz amplitude 11,41 mm/s RMS

Nas direções radiais horizontal e vertical, temos níveis globais de 14,0 a 16,0 mm/s RMS, com perfil semelhante de componentes nos espectros.

 

 

A análise da figura 8 confirma a folga axial, evidenciada por harmônicos de 1xrpm; o mesmo comportamento se repete para as direções radiais horizontal e vertical. No mancal LOA temos níveis globais de 12,0 a 14,0 mm/s RMS, nas direções radiais vertical e horizontal.   E de 6,0 mm/s RMS na direção axial.   Mesmo perfil de espectros.

Falhas observadas:

• Vibração excessiva.
• Empeno e ou quebra de eixo lado LA.
• Falha e ou quebra de rolamentos.
• Corrosão e abrasão severa, nas pás dos rotores e cones de entrada de gases.
• Colagem de fuligem e areia – compactados sobre as chapas da carcaça do ventilador.

 

 

Conceitos sobre localização de frequências naturais de um conjunto rotor, no campo.

Execução por dois métodos:

• Medição por Ensaios Estáticos de Ressonância (método 1):

Estando o rotor de interesse estático (parado), são colocados acelerômetros nas posições e direções (radiais e axial), que se desejam conhecer as frequências naturais de um conjunto rotor, nestas direções.   Alguns impactos são aplicados ao conjunto eixo e rotor parado, e os acelerômetros medem as frequências induzidas pelos impactos nas respectivas direções.   Espectros de vibração são formados e registrados por um coletor/analisador de vibrações.

• Medição por Ensaios Dinâmicos de Ressonância (método 2):

São colocados acelerômetros nos mancais do conjunto rotor, nas direções (radiais e axiais), que se desejam conhecer as frequências naturais de um conjunto rotor.  O registro das amplitudes e frequências de vibração, são feitos por um coletor/ analisador de vibrações.   Este ensaios são feitos por elevação gradual da rotação, até um limite máximo de rotação desejado; e também por desaceleração natural da rotação a partir de seu valor máximo, até a parada do rotor.   Espectros de vibração são formados e registrados por um coletor/analisador de vibrações.

Dado a gravidade de perdas e severidade de vibrações, optamos por identificar a localização de frequências naturais do conjunto rotor, para entender se estamos diante de um caso de rotor rígido (rotação de trabalho se localiza abaixo da primeira frequência crítica) ou de um rotor flexível (rotação de trabalho se localiza acima de uma ou mais frequências críticas – “primeira” ordem, “segunda” ordem… “n” ordem).

Por frequência ressonante se entende o fenômeno de vibração a maior, que ocorre apenas devido aproximação e ou passagem da frequência de giro do conjunto rotor, por uma frequência ressonante (ζcrítica).

Na faixa de excitação ηrpm 15% < ζcrítica  até  ηrpm 15% > ζcrítica, ocorre o fenômeno de modificação da vibração de um conjunto rotor, apenas por passar por uma das frequências críticas desse rotor (passagem tanto na elevação, quanto na redução da rotação do rotor).

No caso do cj rotor estacionar dentro de qualquer região desta faixa ressonante, a vibração fica instável e com maior amplitude, apenas por estar se aproximando da ζcrítica de qualquer ordem (1α, 2α…. “n” ordem).

Além da elevação da amplitude de vibração percebida por medições nos mancais do eixo do conjunto rotor (condição de passagem por uma frequência ζcrítica), outro parâmetro que confirma estarmos diante de um fenômeno de ressonância, é a observação de alteração de fase, ou seja, o ponto médio pesado de desbalanceamento residual do conjunto rotor, provoca um deslocamento proporcional do eixo central do conjunto rotor, em uma determinada posição angular, ou seja, a cada componente de vibração se tem uma medição de deslocamento em microns (µm) e em graus (º), identificando assim em qual direção está ocorrendo o deslocamento do conjunto rotor.

Na passagem por uma região de excitação de frequência natural, ocorre um atraso de fase angular em graus (º), ou seja, a posição angular do deslocamento não se dá mais na mesma direção fixa ocorrida no “estado rígido” do conjunto rotor, pois ao entrar no “estado flexível” o deslocamento em microns (µm) ocorre em outra posição com atraso angular.

Ao completar o ciclo de passagem por uma região crítica, a mudança de fase final será em torno de 90º, ou seja, sem mexer na localização do ponto pesado, o deslocamento do conjunto rotor se dá em outra posição com atraso de 90º.   Então, a mudança de fase é um dado importante, para se confirmar que estamos diante de passagem por uma região crítica do conjunto rotor.   Portanto, a mudança de fase é um segundo endosso de que se trata de um conjunto rotor de comportamento flexível e não mais de rotor rígido.

Uma vez tendo sido deformado o eixo do conjunto rotor, devido a passagem por uma frequência ressonante (ζcrítica), a deformação ocorrida permanece e provoca vibrações adicionais, pois o rotor se comporta como desbalanceado dinamicamente (rotores considerados flexíveis – são os que precisam ser balanceados pelo processo de cálculo para rotor flexível – passam  por uma frequência crítica pelo menos). Considerando então que o conjunto rotor tenha sido balanceado por processo de balanceamento estático (rotores considerados rígidos – os que podem ser balanceados pelo processo de cálculo para rotor rígido – não passam por frequência crítica), ao passar por uma frequência ressonante, este se torna um rotor flexível.

Se (ηrpm) estacionar no ponto central de uma faixa ressonante (ζcrítica), ocorre uma aceleração rápida da amplitude de vibração, podendo levar ao rompimento do conjunto  rotor, principalmente se não houver nenhum sistema de proteção que atue para desarmar o equipamento, devido aumento abrupto da amplitude de vibração.

Muitos acidentes com perdas materiais e humanas, infelizmente ocorrem por esse motivo.

É por desconhecimento do comportamento dinâmico de conjuntos rotores, que muitos balanceamentos não dão certo (geralmente em campo… mas também pode ocorrer quando executado em máquinas balanceadoras, por erro de definição se o rotor é do tipo “rígido” ou “flexível”).   Se a execução do balanceamento não está dando certo…

É melhor parar de insistir em tentativas e entender melhor o que está acontecendo.

Nomenclatura e revisão de conceitos importantes, sobre rotores rígidos ou flexíveis:

Enquanto o conjunto rotor estiver operando abaixo da primeira faixa crítica ressonante, ele é considerado um rotor rígido (não passa por nenhuma rotação crítica).

Se este mesmo conjunto rotor, passar a operar acima da primeira rotação crítica, o mesmo deverá ser reclassificado como um rotor flexível.

Quais as consequências disso?  

Uma delas é: se o rotor fora considerado rígido, e seu balanceamento dinâmico original foi feito pelo conceito de balanceamento estático, ou seja, até pelo menos 15% abaixo da rotação crítica, este rotor terá um comportamento suave quanto a vibração, se operar abaixo da faixa ressonante.

No entanto, se este mesmo rotor passar a operar acima da primeira rotação crítica, então o balanceamento estático realizado sob conceito de rotor rígido, não servirá para a condição de rotor flexível, devido alteração dinâmica que modifica a localização do “ponto pesado”, devido flexão dinâmica do eixo deslocando massa dinamicamente, apenas devido o rotor ter passado por sua primeira região crítica.   Neste caso, o rotor tem que ser obrigatoriamente balanceado sob conceito de “balanceamento dinâmico de rotor flexível”.

A maioria dos rotores rígidos, podem ser balanceados em um único plano, ou em dois planos sob conceito de rotor rígido (colocam-se massas em dois planos, mas sempre na mesma direção, dividindo-se as massas em partes iguais).   Por um engano grave, muitos profissionais entendem que balancear em dois planos, é só colocar massas balanceadoras em dois planos, dividindo-se as massas (meio a meio) posicionando-as na mesma direção. O procedimento de balanceamento para rotores rígidos, é executado em uma rotação abaixo da primeira faixa de região ressonante, onde o rotor não passa por nenhuma (ζcrítica).   O método e cálculo corretos vai indicar a posição e a massa de correção equivalente, para cada plano de balanceamento (utilizado normalmente dois planos).   Dessa forma o rotor estará seguramente balanceado sob conceito de rotor rígido.

Mas no caso de rotores flexíveis, é obrigatório realizar o processo de balanceamento acima da região crítica (ζcrítica), utilizando dois planos para adição e/ou retirada de massa, em uma rotação mais próxima possível da maior rotação operacional necessária e acima desta primeira região crítica, mas evitando uma eventual proximidade com uma segunda região crítica (essas regiões são bem definidas pelos ensaios de ressonância citados).

Portanto, um processo correto de execução de balanceamento dinâmico, principalmente no campo, é importante saber se estamos diante de um conjunto rotor rígido ou flexível, e aplicar o balanceamento adequado para cada caso.

Um processo adequado de balanceamento dinâmico de rotores rígidos, deverá resultar em manter boa condição do conjunto rotor durante a elevação da rotação ainda no estado rígido, obter um comportamento admissível enquanto estiver dentro da faixa de transição de rígido para flexível, e resultar em comportamento suave após passagem pela faixa crítica, recebendo técnica de balanceamento como rotor flexível, para operar acima de sua primeira rotação crítica.   Para operação acima de faixas críticas superiores à primeira citada, será necessário lançar mão de mais planos de balanceamento, três e quatro por exemplo, bem como utilizar programa de cálculo específico para estas condições.

 Conceito de Ensaio Estático de Ressonância – “Bump Test” – (método 1):

Este ensaio consiste em aplicar um impacto no eixo do conjunto rotor de interesse, estando o eixo parado e apoiado entre seus mancais, e medir as vibrações que foram geradas pelo impacto (através de acelerômetros posicionados diretamente no rotor ou mancais),  principalmente nas direções onde foram aplicados os impactos (horizontal – vertical ou axial).   A medição é iniciada após o impacto conforme um ajuste de Trigger – comando para o aparelho captar o espectro de vibração, a partir do ajuste do Nível de Trigger (intensidade do impacto) e Delay (atraso para iniciar medição excluindo o pulso do impacto e registrando sinal vibratório consequente ao pulso).

Um espectro de Amplitude x Tempo é captado pelos acelerômetros a cada impacto, e através da Transformada de Fourier um espectro de Amplitude x Frequência é formado e salvo no instrumento, indicando as Frequências Ressonantes que foram excitadas como consequência do pulso inicial de impacto.

 

Realização de Ensaios Estáticos de Ressonância – “Bump Test” – (método 1):

• Foram realizados Ensaios Estáticos de Ressonância no Ventilador IDF e foram identificadas as seguintes freqüências naturais principais:

Radial Horizontal = 1º modo: 13,79 Hz;   2º modo: 29,25 Hz;  3º modo: 72,75 Hz.

Radial Vertical     = 1º modo: 14,25 Hz;   2º modo: 34,5 Hz;    3º modo: 80,25 Hz  e

4º modo: 80,25 Hz.

Axial                  = 1º modo: 14,25 Hz;   2º modo:  87,0 Hz;   3º modo: 149,25 Hz.

 

 

 

 

2.4  Ensaio Dinâmico de Ressonância:

• Foi realizado Ensaio Dinâmico de Ressonância no Ventilador IDF, por exemplo na direção axial e foram identificados dois momentos de aumento na amplitude de vibração com excitação em 11,26 Hz e em 13,08 Hz quando se aproximam da freqüência de 14,25 Hz, que é a freqüência natural encontrada no ensaio estático de ressonância Axial e Radial Vertical.
• Analisadas rampas de subida e descida da rpm (amplitude e fase de vibração).

 

 

 

Análise de outros fatores que contribuem para elevação da vibração, nos conjuntos rotores dos seis ventiladores:

 

• Dado as constantes intervenções de manutenção nos equipamentos, como troca de rolamentos, eixos, limpeza semanal interna nos rotores e carcaças devido colagem de fuligem, reposição de solda nas pás devido abrasão severa, etc, se torna necessário refazer o balanceamento dinâmico desses rotores manutenidos, no campo e local de instalação. A execução desses balancea- mentos no campo é feita por técnicos da própria empresa.   Em inspeção no campo, identificamos que o balanceamento tem sido executado em apenas um plano de correção, o plano 2.   A justificativa foi a falta de uma janela de inspeção na carcaça lateral lado Mancal 1, para acesso ao Plano 1 para colocação e ou retirada de massas de balanceamento no campo.

A consequência desse fato é que “balancear” o conjunto pelo plano 2 apenas, vai reduzir vibração radial em um mancal apenas, onde está captando o sinal de vibrações, mas aumenta e muito a vibração no outro mancal radial.   Além de induzir vibrações axiais elevadíssimas nos dois mancais.

É o que está de fato acontecendo.   Outro erro é que o rotor está sendo tratado como rotor rígido e na realidade se trata de um rotor flexível, pois  tendo uma faixa de trabalho variável, por vezes o rotor passa por faixa ressonante (-15%=12,11Hz ~ 14,25Hz ~ 16,38Hz=+15%), e pode atingir até 19,83Hz (máxima rpm para motor de 6 polos).

• Ocorrem limpezas internas à carcaça dos ventiladores e rotores dos mesmos, a cada uma ou duas semanas segundo o cliente, e a foto abaixo registra o material que é retirado num total de ~35Kg por limpeza.

 

A parte desse material que se agrega ao rotor, vai provocar o desbalanceamento do mesmo, agravando a condição de vibração, bem como provocar abrasão.

Isso tem acontecido por deficiências do sistema de lavagem de gases e também do decantador de fuligem+areia, que trabalha com água em circuito fechado.

• O tipo de lavador de gases utilizado tem algumas características que não contribuem para um eventual “desaforo” na formação dos gases com material particulado (areia e fuligem):
• A seção de lavagem é única, não temos outra chance de lavar os gases a não ser nesta única região projetada.
• A seção de lavagem é a mesma da seção de saída dos gases (não há expansão de área que provoque redução da velocidades dos gases, para propiciar uma decantação eficaz de partículas).
• Para a capacidade máxima do exaustor de 4.333,3 m³/min, temperatura 90⁰, tem-se uma velocidade dos gases após a seção de lavagem de 2,83 m/s. Mesmo para uma produção de 80,0% a velocidade dos gases será em torno de 2,26 m/s. O recomendado para área de expansão ou condução da saída dos gases é não ultrapassar a 1,5 m/s para promover o efeito de decantação de partículas úmidas.
• De qualquer forma, após a seção de lavagem dos gases só temos ~3,0 m de comprimento linear com fluxo de gases lavados, sendo a entrada de gases no lavador do tipo tangencial, ocorre um fluxo de gases preferencial e com turbulência dentro do lavador, o que prejudica a eficácia de captação de material particulado tanto para lavar, quanto capturar gotas após a lavagem.
• O eliminador de gotas está instalado no topo do lavador e tem um sistema de chuveiro para limpeza do próprio eliminador de gotas.   O chuveiro está regulado para operar a cada hora durante cerca de 20s.   Este chuveiro está instalado muito próximo da região de transição entre o corpo do lavador e o duto condutor de saída dos gases, de forma que qualquer anomalia que provoque turbulência nos gases dentro do lavador, pode arrastar a água do chuveiro junto com os gases de saída, favorecendo arraste de água para o exaustor.
• Em inspeção interna no lavador encontramos as esferas furadas (próximas da porta de inspeção). Quando fura uma esfera, furam todas. A esfera fura por presença de areia na água proveniente do decantador de fuligem.   Em apenas uma semana de funcionamento com presença de areia na água (acima de 0,5% em volume), todas as esferas podem estar furadas.   Os furos são feitos por concentração da areia no topo da esfera, por abrasão severa localizada.   Esfera furada não forma o leque de água para lavagem de gases.

Com esfera furada do lado oposto ao furo normal de formação do leque de lavagem, não há mais formação do leque, não há mais lavagem eficaz.

Spray balls furadas por abrasão de areia, a 180º da saída de água, deixando de formar o leque spray. Esfera 6” em aço inox AISI 304, espessura 1/8”, furo Ø3/4”.

• Os gases não lavados carregam material particulado para os dutos internos do ventilador de tiragem induzida e rotor, causando colagem+abrasão observados.

 

• Não há controle eficaz do PH da água no Decantador de fuligem, pela corrosão observada no sistema, a água fica ácida em demasia.

 

• O desenho que nos fora fornecido especifica quantia de 32 esferas por lavador.

Na inspeção, encontramos não mais do que 20 esferas, deixando muitas áreas com passagem de gases sem lavagem.

 

• Mesmo com 32 esferas, teríamos uma cobertura de 0,787 m²/esfera, ao nosso ver insuficiente para um lavador com apenas uma seção de lavagem.

Recomendamos utilizar a taxa de 0,502 m²/esfera, raio de cobertura de 400mm, o que resultaria em instalar 50 esferas.

 

• Notamos que a junta de dilatação entre a entrada de gases no ventilador LOA, e o duto descendente condutor de gases, está deformada e comprimida em demasia. O peso do duto entre a saída do lavador de gases no topo e a entrada de gases no ventilador, é cerca de 10.761 Kg, dos quais cerca de

8.455 kg estão descarregados sobre a estrutura do ventilador.   Este duto  aquecido durante a operação de lavagem dos gases dilata cerca 8,0mm para  baixo e 6,0mm na horizontal (direção axial do ventilador).   A consequência deste problema sobre o rotor do ventilador é a indução de uma vibração na direção axial do rotor (agravando outros problemas já observados), uma vez que os pedestais que sustentam os mancais do rotor do ventilador, são solidários à carcaça do ventilador. A carga e dilatação do duto citado se transferem desta forma, para a estrutura do ventilador e por consequência aos pedestais, provocando um esforço adicional não previsto no projeto.   Esta condição precisa ser corrigida, não deixando passar carga do peso do duto para  a estrutura do ventilador, através da instalação de colunas de sustentação e suportes para o duto.

Recomendações

1. Os ensaios de ressonância estático e dinâmico realizados, localizam 14,25 Hz como frequência natural de primeira ordem.   Por vezes o rotor passa por faixa ressonante (-15%=12,11Hz ~ 14,25 Hz ~ 16,38Hz=+15%), e pode atingir até 19,83Hz (máxima rpm para motor de 6 polos).   Recomendamos evitar esta faixa ressonante durante operação.  Se a vazão obtida nesta faixa de trabalho for necessária, recomendamos operar com rotações maiores e controlar a vazão via “dampers automatizados” – que já existem.
2. Estamos diante de um conjunto rotor flexível e não de um rotor rígido.   Elaborar procedimentos de balanceamentos sob Grau 2,5 – como rotor flexível, seja o balanceamento realizado em máquina balanceadora estacionária e ou no campo. Não é um trabalho para amadores.
3.  Recomendamos mais uma vez eliminar a folga axial de montagem encontrada, entre pista externa do rolamento e caixa de mancal LA, dos atuais 0,7mm para 0,0mm.   O rolamento CARB SKF LOA é projetado exatamente para esta aplicação ou seja, permite dilatação axial total do eixo sob qualquer condição de carga e ou temperatura.

 

Reforçamos a necessidade de correção do esforço axial induzido pelo peso do duto de saída do lavador de gases sobre a carcaça e pedestais que sustentam os mancais do rotor, a solução para este problema está descrito entre os itens

Reforçamos que em caso de necessidade de execução de balanceamento dinâmico no campo, do conjunto rotor de qualquer dos ventiladores, elaborar procedimentos de balanceamentos sob Grau 2,5 – como rotor flexível. Não é um trabalho para amadores.   

 

          Muitas vezes o foco excessivo em determinado ponto de um problema, se adota

de imediato uma causa principal conveniente, que pode se tornar a cortina que

encobre outras causas muito importantes.