A Manutenção Preditiva de máquinas e equipamentos vem encontrando aceitação crescente na indústria. A economia resultante dessa prática de manutenção torna-se tanto mais significativa quanto maior é o valor unitário da máquina ou as perdas decorrentes de interrupções de produção devidas a paradas para manutenção e reparos. Indústrias com grande diversidade de equipamentos, tais como usinas siderúrgicas, empregam com maior ou menor freqüência diversas técnicas de monitoração, porém, nessas usinas, a monitoração de vibrações é sempre a técnica mais utilizada.
A vantagem da monitoração de vibração para diagnóstico de defeitos reside na riqueza de informações que podem ser extraídas da análise de vibrações de máquinas rotativas, que constituem a grande maioria do parque de máquinas das indústrias. Na manutenção preditiva via monitoração da vibração a condição de operação da máquina é avaliada contínua ou periodicamente. A época de revisão da máquina é determinada quando se prevê que níveis inaceitáveis de vibração serão atingidos.
Uma fonte de vibração na máquina dá origem a uma perturbação que se propaga pela estrutura da máquina até o ponto de detecção. Transdutores detectam a perturbação sob forma de sinal elétrico que é coletado e armazenado. Técnicas de análise, processamento e apresentação do sinal fornecem dados para diagnóstico do defeito por análise direta, junto com a análise de tendência e comparação com valores admissíveis, e então apresentam subsídios para que uma decisão possa ser tomada quanto à continuidade de operação ou ao planejamento de uma jornada de manutenção da máquina.
FUNDAMENTOS DA VIBRAÇÃO
O movimento vibratório de uma máquina é o resultado das forças dinâmicas que a excitam. Essa vibração se propaga por todas as partes da máquina, bem como para as estruturas interligadas a ela. Geralmente, uma máquina vibra em várias freqüências e amplitudes correspondentes. Os efeitos de uma vibração severa são o desgaste e a fadiga, que certamente são responsáveis por quebras definitivas dos equipamentos.
Toda máquina apresenta um determinado nível de ruído e vibração devido a operação e a fontes externas. Entretanto, uma parcela destas vibrações é causada por pequenos defeitos mecânicos ou excitações secundárias perturbadoras, que atuam na qualidade do desempenho da máquina. Qualquer acréscimo no nível de vibração de uma máquina é o primeiro sinal de agravamento de um defeito: desalinhamento, empenamento do eixo, desgaste do rolamento, etc... O fato de que os sinais de vibração de uma máquina trazem informações relacionadas com o seu funcionamento, indica a saúde da máquina e a decisão sobre uma intervenção ou não nesta máquina.
Cada máquina apresenta uma forma característica de vibração, em aspecto e nível. Todavia, máquinas do mesmo tipo apresentam variações no comportamento dinâmico. Isso se deve às variações de ajustes, tolerâncias e, principalmente, defeitos.
Cada elemento de máquina induz uma excitação própria, gerando uma perturbação específica. Normalmente esses elementos são mancais, rotores, engrenagens, etc...
O comportamento dinâmico da máquina é uma composição das perturbações de todos os componentes, defeitos e excitações oriundos dos movimentos. Então, uma criteriosa medida das vibrações poderá indicar as principais causas (quais elementos ou defeitos) estão excitando a máquina. Portanto, em uma máquina as vibrações se dão em várias freqüências devido às várias excitações. O movimento em um ponto qualquer será a superposição de várias harmônicas.
Os diagnósticos para fins de manutenção, com o objetivo de identificar as possíveis causas destes movimentos são obtidos separando-se as harmônicas do sinal global e associando-as com os elementos defeituosos ou desvios de montagem.
O movimento oscilatório pode repetir-se regularmente, como em um pêndulo de um relógio, ou apresentar irregularidade considerável, como em terremotos. Quando o movimento se repete a intervalos iguais de tempo T, ele é denominado período da oscilação, e sua recíproca f = 1/T é denominada freqüência.
A forma mais simples de movimento periódico é o movimento harmônico. Para exemplificá-lo, consideremos o modelo abaixo:
Uma massa suspensa por uma mola (figura 1 - abaixo), e então deslocada de sua posição de equilíbrio, irá oscilar em torno desse equilíbrio com um movimento harmônico simples. Se construirmos um gráfico que relacione a distância da massa à posição de equilíbrio e ao tempo, a curva obtida será um senóide, que é a representação de um movimento harmônico por excelência.
Figura 1
Estudos mais profundos no campo das variações ondulatórias causadas por vibrações mostram que qualquer forma de onda no tempo pode ser decomposta em uma série de senóides puras. Os sinais harmônicos representam perfeitamente a maioria dos sinais de uma máquina. Assim sendo, uma componente de vibração é essencialmente um movimento harmônico, uma senóide conforme ilustrado na figura 2 abaixo:
Figura 2
Amplitude: O valor medido do nível zero até o pico do sinal.
Freqüência: Número de vezes que o ciclo se repete em um determinado espaço, expressa em Hertz (ciclos por segundo).
Período: Tempo de execução de um ciclo completo do sinal, dado em segundos. É o inverso da freqüência.
Defasagem: Indica o avanço ou atraso de um sinal em comparação a um outro sinal qualquer. Usualmente é expresso em graus. A resposta de uma máquina é sempre atrasada em relação à excitação.
Geralmente, em regime de funcionamento, um equipamento está sujeito a vibrações que ocorrem nas mais diversas freqüências, oriundas da própria rotação do equipamento, de seus elementos de máquina, ou mesmo de fontes externas. Como todos estes sinais acontecem ao mesmo tempo, torna-se muito difícil avaliá-los no tempo, pois teríamos diversas freqüências e amplitudes sobrepostas. No entanto, se estes sinais forem avaliados no domínio da freqüência, ter-se-á a separação exata de cada sinal, podendo assim conhecer-se e avaliar separadamente a conseqüência de cada um no comportamento do equipamento. O sinal assim obtido é chamado espectro de freqüência, e seu entendimento fica mais claro estudando-se a figura 3 abaixo:
Figura 3
Tem-se na figura 3 acima 3 sinais, ocorrendo simultaneamente no tempo. Observe que no mesmo intervalo de tempo tomado, o primeiro sinal se repete 3 vezes, o segundo 6 vezes e o terceiro 9 vezes. Observe que a linha roxa que cruza o eixo de tempo assinala um período da forma de onda azul, que corresponde a 2 períodos da forma de onda vermelha, que corresponde a 3 períodos da forma de onda verde. Concluí-se, assim que estes 3 sinais são harmônicos entre si, sendo que 2 ocorrem em freqüências múltiplas do primeiro. Assim sendo, se a freqüência do primeiro sinal fosse 20 Hz, o segundo estaria ocorrendo em 40 Hz e o terceiro em 60 Hz, simultaneamente. O sinal de 20 Hz seria a componente de primeira ordem ou fundamental, os sinais em 40 e 60 Hz corresponderiam às componentes de segunda e terceira ordem, ou seja, a segunda e terceira harmônicas. Estes sinais vistos em um eixo cartesiano estariam sobrepostos como na figura 4 abaixo:
Figura 4
Pode-se ver claramente como as 3 formas de onda têm períodos diferentes e, conseqüentemente, freqüências diferentes. A de menor período é a de maior freqüência, pois se repete mais vezes em um mesmo intervalo de tempo.
T1 = 1/3 T3 e f1 = 3 f3
No domínio da freqüência estas 3 formas de onda seriam representadas como no espectro da figura 5 a seguir:
Figura 5
Figura 5
Sinais harmônicos entre si são muito comuns no campo das vibrações mecânicas, por isso é de extrema importância que saibamos identificar os sinais presentes em uma máquina e estabelecer as relações entre os mesmos. Em outras palavras, é necessário saber se um determinado sinal acontece na freqüência fundamental de um evento, ou se é a conseqüência harmônica de um outro sinal qualquer.
PRINCÍPIOS DA ANÁLISE ESPECTRAL
Para que se possa analisar o espectro de vibrações obtido em um equipamento, é fundamental conhecer-se de antemão os sinais inerentes ao funcionamento do equipamento.
É natural que todo equipamento apresente vibrações em determinadas freqüências quando de seu funcionamento. Estas vibrações são decorrentes da própria vibração do equipamento e de seus elementos de máquina, sendo consideradas normais desde que mantidas dentro de um limite aceitável de amplitude e sem aparecimento de componentes indesejáveis tais como famílias de harmônicas, bandas laterais, etc...
Dos sinais inerentes ao funcionamento dos equipamentos pode-se destacar como os mais comuns e que devem ser conhecidos de antemão pelo analista:
- Freqüência de rotação da máquina;
- Freqüência de passagem de pás quando bombas ou ventiladores;
- Freqüências de engrenamento quando redutores.
Estes sinais estão todos relacionados com a rotação do equipamento e devem ser conhecidos pelo analista, pois muitas vezes servem como referência para o ajuste e análise do espectro de vibração.
FREQÜÊNCIA DE ROTAÇÃO (1 x rpm)
Quando se analisa um sinal de vibração obtido em um mancal qualquer, é preciso saber a rotação do eixo apoiado sobre este mancal, a fim de identificar no espectro os sinais conseqüentes da rotação. Um sinal de vibração na freqüência de rotação da máquina é o sinal mais certo de se obter, uma vez que o mesmo é causado pelo movimento de rotação do eixo. Sendo assim, utiliza-se esse sinal como referência para orientação na análise do espectro, considerando todos os outros sinais em relação a ele.
Em se tratando de motores elétricos, a grande maioria dos equipamentos da mrn têm velocidade de rotação padrão conforme o número de pólos. As principais rotações são:
- 900 rpm
- 1200 rpm
- 1800 rpm
- 3600 rpm
Como os espectros são analisados no domínio da freqüência, em ciclos por segundo, é necessário que se faça a conversão da rotação de rpm para rps, ou Hertz. Isso se faz dividindo a rotação em rpm por 60.
Sendo assim, temos:
- 900 rpm = 15 Hz;
- 1200 rpm = 20 Hz;
- 1800 rpm = 30 Hz;
- 3600rpm = 60 Hz.
Deve-se considerar que devido ao escorregamento causado pela inércia de massa dos rotores, a velocidade de rotação é sempre um pouco abaixo dos valores padrão, o que não impede, entretanto, que se identifique facilmente a freqüência fundamental de rotação da máquina em seu espectro.
Figura 6
No exemplo mostrado na figura 6 acima, tem-se o espectro real de vibração coletado em um motor. O primeiro cursor (vermelho), com uma haste para cima identifica o pico de vibração na freqüência de rotação da máquina. Os caracteres em vermelho no canto direito inferior da figura indicam os dados de leitura feitos pelo cursor, a saber: freqüência do ponto no qual ele se encontra em Hz, a ordem de rotação em relação à rotação da máquina (n vezes a rotação), e a amplitude do pico sobre o qual se posiciona o cursor. Os demais cursores identificam os pontos onde existem ou poderiam haver picos harmônicos ao do primeiro cursor. Adiante, seguem os defeitos mais comuns relacionados aos sinais até agora mencionados.
O desbalanceamento de massa é uma fonte comum de vibração em máquinas e equipamentos, e sua conseqüência é um aumento de amplitude em 1 x rpm. Essa amplitude será proporcional à quantidade de desbalanceamento presente.
O desbalanceamento ocorre quando o centro da massa é diferente do centro de rotação. Acontece pelo acúmulo ou perda de material sobre volantes de inércia, hélices de ventiladores, hélices de ventoinhas de motores, etc., mas pode ser causado também por perda de massa, como a quebra de uma hélice, por exemplo, ou montagem inadequada. Portanto, quando a resultante das forças radiais que atuam sobre o eixo for diferente de zero, esta resultante causará um aumento da vibração em 1 x rpm (freqüência na rotação da máq.) que será tanto maior quanto for a velocidade de rotação do eixo. A vibração no sentido axial será nula ou desprezível em relação à radial. Quanto maior o sistema de baixo nível, maior a incidência de desbalanceamento e maior a vibração, exemplo exaustores de grande porte. Ver figura 7 – abaixo. 
Figura 7
DESALINHAMENTO DO ACOPLAMENTO
O desalinhamento é um problema mais freqüente que o desbalanceamento, e a razão é muito simples: o número de variáveis que pode causar um desalinhamento é maior que no caso de desbalanceamento. Ele acontece, quando 2 equipamentos acoplados possuem eixos cujas linhas centrais (eixos geométricos) não estão, perfeitamente, paralelos ou interseccionados, ou então, quando um ou mais rolamentos estão fora do centro ou emperrados. Como exemplo podemos citar: falha de montagem, defeito na base, parafusos de fixação folgados, problemas de fundação, dilatação térmica ou acoplamento travado.
Temos 3 tipos possíveis de desalinhamento:
- Angular – onde as linhas de centro dos 2 eixos fazem um ângulo.
- Paralelo – onde as linhas de centro são paralelas, porém deslocadas entre si.
- Combinado – os 2 anteriores ao mesmo tempo.
O desalinhamento, mesmo com acoplamentos flexíveis, resulta em 2 forças, axial e radial. Isto é verdade mesmo quando o desalinhamento estiver dentro dos limites de flexibilidade do acoplamento. A amplitude das forças, e, portanto a quantidade da vibração gerada aumentará com o aumento do desalinhamento. A característica significante da vibração devido ao desalinhamento é que ela acontecerá nas 2 direções, axial e radial. Esta é a razão porque as leituras axiais devem ser tomadas. Normalmente, a freqüência de vibração é 1 x rpm; contudo, quando o desalinhamento é severo, a freqüência é de segunda ordem (2 x rpm). A detecção se dá:
- Vibração axial de alto nível;
- Vibração horizontal ou vertical de alto nível.
Figura 8 – Desalinhamento em uma bomba.
EXCITAÇÃO HIDRÁULICA/AERODINÂMICA
Bombas e ventiladores constituem equipamentos típicos das plantas industriais. Além da freqüência natural de rotação, outro sinal típico no espectro desses equipamentos é o sinal causado pela freqüência de passagem de pás.
Exemplificando:
Uma bomba que tenha um rotor com 5 pás produzirá um sinal de vibração na freqüência de 5 x rpm, ou seja, em uma freqüência igual a 5 vezes a freqüência de rotação de seu eixo. Isso se dá porque a cada volta do rotor da bomba, por um ponto fixo de referência passam as 5 pás, ou seja, se a passagem das pás causa uma perturbação vibracional na máquina, esta perturbação ocorre a uma freqüência igual ao número de pás vezes a rotação do eixo.
Fp = np x rpm
Figura 9 – Freqüência de passagem das pás
As vibrações hidrodinâmicas raramente geram problemas sérios, exceto quando excitam, ou até ressonam, as partes da estrutura: carcaça, tubulações, etc...
Quando as forças hidráulicas nas bombas geram vibrações excessivas sem ressonância aparente no sistema, o problema pode estar no projeto inadequado do conjunto rotor-estator-pás ou da tubulação.
Geralmente, as bombas hidráulicas centrífugas possuem uma vibração na freqüência de passagem de pás que deve ser monitorada. Ela representa a passagem das pás por um ponto fixo, habitualmente onde ocorre uma variação de pressão, por exemplo, uma pá fixa ou o ponto de cuttoff.
A amplitude da vibração no componente da freqüência de passagem das pás varia com a carga. Por isso, toda medida de vibração nesse componente deve ser feita com a mesma condição de carga. Numa condição de funcionamento normal da bomba, geralmente o nível neste componente é baixo. Se o processo induzir instabilidade, imediatamente a vibração neste componente aumenta, e aparecem bandas laterais.
Picos altos na freqüência de passagem de pás podem ser inerentes às:
- Folgas desiguais entre as pás rotativas e os difusores estacionários das bombas;
- Coincidência da freqüência de passagem de pás com freqüências naturais das próprias pás ou de componentes estruturais das bombas;
- Posicionamento excêntrico do rotor dentro da carcaça;
- Fluxo com variações abruptas de direção. (tubulação com curvas acentuadas)
- Obstrução do fluxo.
VIBRAÇÃO CAUSADA POR FOLGAS MECÂNICAS
As folgas mecânicas causam vibrações no sistema em geral na freqüência de rotação da máquina seguida de muitas harmônicas (ver figura 10 – abaixo), sendo mais evidente na direção radial e sentido vertical.
Estas vibrações são muitas vezes geradas por parafusos frouxos, folgas excessivas nos mancais ou talvez uma trinca na estrutura ou nos pedestais de mancais, danos na fundação, peças partidas.
A vibração característica de folgas mecânicas não ocorre sem que hajam outras forças excitando o sistema, tais como desalinhamentos, desbalanceamentos, etc ... Quando há folga excessiva, o afrouxamento pode ser estrutural ou do elemento de rotação, mesmo não havendo desalinhamentos ou desbalanceamentos aparecem grandes níveis de vibração. Então, as folgas amplificam as vibrações.
As folgas são uma fonte perigosa de vibrações, pois concentram grande energia cinética sobre o equipamento devido ao grande número de harmônicos gerados, em geral múltiplos inteiros e exatos da rotação, o que pode levar a quebras de base, estrutura, carcaça, etc...
Uma caixa de engrenagens, ou redutor, apresenta um maior número de variáveis a ser considerado quando da análise das vibrações em seus mancais. Isto se dá devido às diferentes rotações de seus eixos, assim como do diferente número de dentes de suas engrenagens.
Uma caixa de engrenagens, ou redutor, apresenta um maior número de variáveis a ser considerado quando da análise das vibrações em seus mancais. Isto se dá devido às diferentes rotações de seus eixos, assim como do diferente número de dentes de suas engrenagens.
FREQÜÊNCIAS GERADAS PELO ENGRENAMENTO
Quando se leva em conta uma caixa de engrenagens de 2 reduções, só aí teremos envolvidas as velocidades de 3 eixos e as vibrações causadas pelas forças envolvidas nos 2 engrenamentos. Assim sendo, para que se possa proceder a uma análise correta das vibrações em uma caixa de engrenagens é necessário conhecimento prévio de todas as variáveis oriundas de seu funcionamento:
- Velocidade de rotação do eixo de entrada;
- Freqüência de engrenamento do pinhão de entrada com a coroa do eixo intermediário;
- Freqüência de engrenamento do pinhão intermediário com a coroa do eixo de saída.
Para obtermos as freqüências de engrenamento precisamos conhecer o número de dentes de cada engrenagem. Multiplicando-se o número de dentes de uma engrenagem pela rotação de seu eixo obtém-se a sua freqüência de engrenamento.
Na análise de sinais em redutores é comum que se use as freqüências de engrenamento como referência para os demais sinais. A figura 1 dá uma amostra de um espectro coletado sobre o mancal do eixo intermediário de um redutor no sentido axial ao eixo.
O pico sobre o qual está colocado o cursor se refere à freqüência de engrenamento da coroa intermediária e é um pico de 73ª ordem, pois a coroa tem 73 dentes.
As caixas de engrenagens apresentam muitos problemas semelhantes a outros equipamentos, entretanto, sofrem problemas especiais, como desvio da linha de ponto de acoplamento (contato), excentricidade e erros no espaçamento dos dentes. Conhecer as freqüências das vibrações geradas pelos engrenamentos é primordial para análise e diagnóstico de sistemas de engrenagens.
A freqüência típica dos sistemas com engrenamento é a freqüência de engrenamento, igual ao número de dentes vezes a rotação da engrenagem. Existirá uma freqüência de engrenamento para cada par engrenado.
Se o engrenamento fosse perfeito, a vibração seria puramente senoidal e no espectro existiria apenas a freqüência fundamental do engrenamento (componente de primeira ordem). As falhas nas engrenagens podem ser causadas por defeito de fabricação, por montagem e ajuste inadequados, por desgaste excessivo, por lubrificação imprópria, por contaminação, por desalinhamentos, por fadiga do metal ou por sobrecarga. Todos os erros associados com as engrenagens afetam o engrenamento e, por conseqüência, afetam também a forma de onda da vibração.
As formas de onda das vibrações dos engrenamentos com erros continuam periódicas, mas não são mais senóides puras. Seus espectros apresentarão vários componentes harmônicos da freqüência de engrenamento.
O primeiro indício de anormalidade é a presença de harmônicas do engrenamento. Quanto maior o número de harmônicas e quanto maiores sua amplitudes, maiores serão os erros.
É normal que a componente de engrenamento apresente algumas bandas laterais em configuração simétrica de amplitude e espaçamento. Qualquer desvio na simetria desta configuração é indício de início de problemas nas engrenagens.
O espaçamento entre as bandas laterais é igual à freqüência de rotação da engrenagem. Se houver variação entre este espaçamento isto indica folga excessiva entre as engrenagens (back lash). Se houver variação nas amplitudes das bandas laterais, isto indica dente quebrado (Ver figura 2 – abaixo).
Figura 2 - Exemplo de Bandas Laterais
Vibrações causadas por defeito em rolamentos
Os rolamentos são os elementos de máquinas mais comuns na indústria. Muitas vezes, eles são os componentes de maior precisão do equipamento. Geralmente possuem tolerância de até 1/10 das tolerâncias dos demais elementos da máquina ou equipamento. Somente 10 a 20 % dos rolamentos atingem a sua vida de projeto por causa de uma variedade de fatores, principalmente:
- Lubrificação inadequada;
- Contaminação por partículas estranhas;
- Manuseio e utilização impróprias;
- Umidade;
- Vibração externa;
- Erro de aplicação;
- Montagem incorreta;
- Seleção incorreta do rolamento;
- Defeitos de fabricação.
Com certeza, os mancais de rolamento são os elementos de máquina mais estudados e pesquisados em termos de vibração. A razão disso é óbvia, pois raramente encontramos equipamentos em que estes elementos não estejam presentes.
Rolamentos geram 4 freqüências características: freqüências geradas por defeitos na pista externa, pista interna, gaiola e corpos rolantes. Os desgastes em rolamentos evoluem em 4 fases: inicialmente os problemas aparecem em freqüências ultra-sônicas (entre 20 e 60 kHz). Num segundo estágio pequenos defeitos excitam freqüências naturais dos componentes do rolamento (devido aos impactos causados pela passagem das esferas) na faixa de freqüência de 500 Hz a 2 kHz. Quando o desgaste progride, surgem harmônicas das freqüências discretas e bandas laterais com espaçamento de 1 x rpm. Muitos rolamentos são trocados quando atingem esse ponto, provavelmente pelo ruído que produzem. No estágio final, quando as avarias são severas, impactos violentos excitando freqüências naturais ocorrem quando uma pista passa pela zona de carga.
Rolamentos com defeitos em suas pistas, esferas ou rolos, usualmente causam vibrações em altas freqüências, que não são múltiplos inteiros da rotação do eixo. Isso se explica devido à natureza das forças dinâmicas que excitam o rolamento defeituoso gerando vibrações. Por exemplo, um defeito na esfera passará pelas pistas interna e externa em uma sucessão de impactos com o dobro da freqüência de rotação da esfera, chamada spin. A freqüência fundamental da vibração será bem mais alta do que a do eixo. Além disso, forças dinâmicas do tipo impulso geram vibrações de freqüência muito alta, na faixa de ressonância estrutural das pistas do rolamento. A amplitude da vibração dependerá da extensão da falha no rolamento.
Já os defeitos na gaiola do rolamento geram vibrações com freqüências mais baixas que a freqüência de rotação do eixo. As freqüências de falha (defeitos) depedem do local da falha, da geometria do rolamento e da velocidade do eixo. As freqüências de rolamentos características são, via de regra, identificadas pelas abreviaturas BPFO, BPFI, BSP, FTF, que significam:
FTF = Freqüência da Gaiola;
BPFO = Freqüência do defeito na pista externa;
BPFI = Freqüência do defeito na pista interna;
BSP = Freqüência do defeito do elemento rolante.
EXEMPLOS DE DEFEITOS DETECTADOS EM ROLAMENTOS
Com o objetivo de demonstrar o emprego desta ferramenta na detecção de falhas, ilustramos, através de relatórios colhidos em campo; exemplos de relatórios de inspeções por análise de vibração, que mostram defeitos em rolamentos, realizadas por pessoal técnico de Manutenção:
Obs.: Nos casos abaixo, não se conhecia de antemão, o rolamento que estava no equipamento, por isso, a retirada dos componentes foi feita através da avaliação das tendências da amplitude da vibração.
Hidrofiltro HF0012
Foi observada uma elevação da tendência de rolamento dos mancais do hidrofiltro da preparação de areia, podemos ver claramente essa alteração no gráfico abaixo, onde ocorre uma elevação de mais 320% entre os dois últimos valores coletados do mancal do lado da polia.
Também se realizou uma análise termográfica do mesmo mancal podendo também ser diagnosticado uma anormalidade, o mancal estava trabalhando a uma temperatura de 91,2 graus Celsius conforme o relatório termográfico Nº 319/03.
Indicamos que seja feita uma inspeção visual no mancal, a ser realizada pela oficina da manutenção em conjunto com a preditiva, para verificar o real estado do rolamento e posteriormente, se necessário, substitui-lo.
Solicitamos que o rolamento se substituído, seja guardado para posterior análise.
Figura 1 – Hidrofiltro 1
Hidrofiltro HF0012
Foi exposto no dia 10/10/02 o relatório de análise de vibrações Nº 279, onde era exposta aos Srs. a condição irregular de funcionamento do mancal do lado do motor do hidrofiltro HF0012, onde o mesmo tinha uma elevada tendência de rolamento. Contudo, foi realizada neste dia 18/11/02 outra análise de vibração no equipamento onde se constatou que a falha continua em uma elevação contínua.
Recomendamos que seja realizada uma breve intervenção no equipamento, e solicitamos que os rolamentos sejam guardados para que possamos analisá-los em conjunto.
Figura 2 – Hidrofiltro 2
Este serviço foi executado pela Manutenção no final de semana dia 1/12/02. Substituído mancal e rolamentos do Hidrofiltro HF0012 – Preparação de Areia PA0009. Constatou-se descamação da esfera de um dos rolamentos, o que cavou um sulco na pista externa do rolamento (ver fotos abaixo).
Tempo Estimado para Troca do Conjunto do Sistema em caso de quebra: 4 horas.
Tempo Estimado da Execução do Serviço Programado: 2 horas.
Custo de Parada das Linhas B4, B5 e B6: aproximadamente R$ 15.000,00.
Custo para Troca dos Rolamentos: aproximadamente R$ 800,00.
Fotos dos Rolamentos do Mancal do Hidrofiltro HF0012 - Preparação de Areia PA0009
Caso 2:
Componente: Rolamento Dianteiro 6316 NSK – pista interna e externa.
Problema: Esmagamento das pistas interna e externa.
Provável Causa: Força axial excessiva originada por desalinhamento das polias, e lubrificação inadequada.
R$ 231,17 Rolamento 6214 NSK
R$ 98,23 Mão de Obra
R$ 55,00 Rebobinamento do Motor
R$ 2.000,00
Esmagamento de pista interna onde se pode observar que o mesmo ocorre fora da pista, devido a um provável desalinhamento
Observação: O rolamento traseiro tinha blindagem zz, onde o correto seria que o mesmo não tivesse blindagem, isto para que o lubrificante tenha contato com os componentes do rolamento.
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