Balanceamento de rotores: desbalanceamento estático e dinâmico, ressonância e procedimento prático
Este guia explica balanceamento de rotor para rotores rígidos: what “unbalance” means, how static and dynamic unbalance differ, why resonance and non-linearity can prevent a quality result, and how balancing is typically performed in one or two correction planes.
Conteúdo
- O que é um rotor e o que o balanceamento corrige?
- Tipos de rotores e tipos de desbalanceamento
- Vibração de mecanismos: o que o balanceamento pode e não pode remover
- Ressonância: um fator que impede o balanceamento
- Modelos lineares versus não lineares: quando os cálculos param de funcionar
- Dispositivos de balanceamento e máquinas de balanceamento
- Balanceamento de rotores rígidos (notas práticas)
- Como o balanceamento dinâmico é realizado (método de três corridas)
- Critérios para avaliação da qualidade do balanceamento
- Normas e referências
- FAQ
O que é um rotor e o que o balanceamento corrige?
O rotor é um corpo que gira em torno de um determinado eixo e é sustentado por suas superfícies de apoio nos mancais. As superfícies de apoio do rotor transmitem cargas aos mancais por meio de rolamentos ou mancais de deslizamento. As superfícies de apoio são as superfícies dos munhões ou as superfícies que os substituem.
Em um rotor perfeitamente balanceado, sua massa é distribuída simetricamente em relação ao eixo de rotação, ou seja, qualquer elemento do rotor pode ser combinado com outro elemento localizado simetricamente em relação ao eixo de rotação. Em um rotor balanceado, a força centrífuga que atua sobre qualquer elemento do rotor é equilibrada pela força centrífuga que atua sobre o elemento simétrico. Por exemplo, forças centrífugas F1 e F2, iguais em magnitude e opostas em direção, atuam sobre os elementos 1 e 2 (marcados em verde na Fig. 1). Isso é verdade para todos os elementos simétricos do rotor e, portanto, a força centrífuga total que atua sobre o rotor é 0 e o rotor está balanceado.
Mas se a simetria do rotor for quebrada (o elemento assimétrico está marcado em vermelho na Fig. 1), então a força centrífuga desbalanceada F3 atua sobre o rotor. Ao girar, essa força muda de direção com a rotação do rotor. A carga dinâmica resultante dessa força é transmitida aos rolamentos, resultando em desgaste acelerado.
Além disso, sob a influência dessa força de direção variável, há uma deformação cíclica dos apoios e da fundação nos quais o rotor está fixado, ou seja, há vibração. Para eliminar o desbalanceamento do rotor e a vibração correspondente, massas de balanceamento devem ser instaladas para restaurar a simetria do rotor.
Rotor balancing is an operation to correct unbalance by adding balancing masses. In other words, the goal of balancing is to bring the principal central axis of inertia of the rotor as close as possible to its axis of rotation, so that the residual unbalance falls within specified limits.
A tarefa do balanceamento é encontrar o tamanho e a localização (ângulo) de uma ou mais massas de correção.
Tipos de rotores e tipos de desbalanceamento
Levando em conta a resistência do material do rotor e a magnitude das forças centrífugas que atuam sobre ele, os rotores podem ser divididos em dois tipos - rotores rígidos e flexíveis.
Os rotores rígidos deformam-se insignificamente sob a ação da força centrífuga nos modos de trabalho e a influência dessa deformação nos cálculos pode ser negligenciada.
A deformação de rotores flexíveis não pode mais ser negligenciada. A deformação de rotores flexíveis complica a solução do problema de balanceamento e exige a aplicação de outros modelos matemáticos em comparação com o problema de balanceamento de rotores rígidos. Deve-se observar que o mesmo rotor, em baixas velocidades, pode se comportar como rígido e, em altas velocidades, como flexível. O critério prático é a velocidade de operação em relação à primeira velocidade crítica (de flexão) do rotor: um rotor é tratado como rígido — a ISO 21940-11 fala de um rotor com “comportamento rígido” — quando opera bem abaixo dessa velocidade, na prática abaixo de aproximadamente 50–70% da primeira velocidade crítica. Acima disso, o rotor se flexiona em uma forma modal que muda com a velocidade: ele é flexível e deve ser balanceado por métodos modais ou multiplanares (ISO 21940-12). A seguir, consideraremos apenas o balanceamento de rotores rígidos.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- desbalanceamento estático — the principal inertia axis is displaced parallel to the shaft axis; it can be detected without rotation, because the rotor turns under gravity until its heavy spot is at the bottom. A single correction mass in one plane removes it;
- couple (moment) unbalance — the principal inertia axis intersects the shaft axis at the center of mass; the two equal unbalances lie in different planes and 180° apart. It appears only during rotation and requires two correction masses in two planes;
- desbalanceamento dinâmico — the general, real-world case: a combination of static and couple unbalance. The principal inertia axis neither is parallel to, nor intersects, the shaft axis. Two correction planes are necessary and sufficient for a rigid rotor.
The older term “moment unbalance” is a synonym of couple unbalance; it should not be confused with dynamic unbalance, which is the sum of the static and couple components. An example of a rotor with static unbalance is shown in Fig. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
An example of a rotor with couple unbalance is shown in Fig. 3.
Nesse caso, as massas desbalanceadas iguais M1 e M2 estão em planos diferentes - em pontos diferentes ao longo do comprimento do rotor. Em posição estática, ou seja, quando o rotor não gira, apenas a gravidade atua sobre o rotor e as massas se equilibram mutuamente. Em dinâmica, quando o rotor gira, forças centrífugas Fc1 e Fc2 passam a atuar sobre as massas M1 e M2. Essas forças são iguais em magnitude e opostas em direção. No entanto, como são aplicadas em pontos diferentes ao longo do comprimento do eixo e não estão na mesma linha, essas forças não se compensam mutuamente. As forças Fc1 e Fc2 criam um momento aplicado ao rotor — é por isso que o desbalanceamento de momento também é chamado de desbalanceamento por binário. Consequentemente, forças centrífugas não compensadas atuam nas posições dos mancais, podendo exceder em muito os valores calculados e reduzir a vida útil dos mancais.
Como esse tipo de desbalanceamento aparece apenas durante a rotação do rotor, ele não pode ser corrigido em condições estáticas por balanceamento "sobre facas" ou métodos semelhantes. Para eliminar o desbalanceamento de momento, é necessário instalar dois pesos compensadores, que produzem um momento igual em magnitude e oposto em direção ao momento resultante das massas M1 e M2. As massas compensadoras não precisam estar posicionadas de forma oposta e ter magnitude igual às massas M1 e M2. O principal é que elas produzam um momento que compense totalmente o momento de desbalanceamento.
Em geral, as massas M1 e M2 podem não ser iguais entre si, de modo que haverá uma combinação de desbalanceamento estático e de momento — esse caso geral é exatamente o que a ISO 21940-2 chama de desbalanceamento dinâmico. Está teoricamente comprovado que, para um rotor rígido, dois pesos espaçados ao longo do comprimento do rotor são necessários e suficientes para eliminar seu desbalanceamento. Esses pesos compensarão tanto o momento resultante do desbalanceamento de momento quanto a força centrífuga resultante da assimetria da massa em relação ao eixo do rotor (desbalanceamento estático). Normalmente, o desbalanceamento de momento é característico de rotores longos, como eixos, e o desbalanceamento estático é característico de rotores estreitos. No entanto, se o rotor estreito estiver inclinado em relação ao eixo, ou deformado ("em oito"), o desbalanceamento de momento será difícil de eliminar (ver Fig. 4), porque, nesse caso, é difícil instalar pesos de correção que criem o momento compensador necessário.
As forças F1 e F2 não estão na mesma linha e não se compensam.
Devido ao fato de que o braço disponível para criar o momento compensador é pequeno por causa do rotor estreito, podem ser necessários pesos de correção grandes. No entanto, isso também resulta em um "desbalanceamento induzido" devido à deformação do rotor estreito pelas forças centrífugas dos pesos de correção. (veja, por exemplo, Methodological instructions for balancing rigid rotors to GOST 22061-76 — the modern international counterpart is ISO 21940-11, formerly ISO 1940-1 — Section 10, "Rotor–supports system").
This is noticeable on narrow fan impellers, where, in addition to mass unbalance, an aerodynamic unbalance também está presente: uma geometria desigual das pás produz um carregamento desigual das pás e, portanto, uma força radial líquida. Assim como a força centrífuga de um peso de correção, essa força escala com o quadrado da velocidade, mas também depende do ponto de operação — densidade do ar, posição do damper, resistência do duto — de modo que um peso de correção balanceado em um ponto de operação não permanecerá ótimo em outro. O componente aerodinâmico deve, portanto, ser corrigido restaurando a geometria das pás, não adicionando massa.
Forças eletromagnéticas em uma máquina elétrica (puxão magnético desbalanceado devido a um entreferro excêntrico, barras quebradas, laminações em curto) se comportam de forma diferente novamente: eles são governados pelo fluxo do entreferro, não pela velocidade de rotação, e excitam a máquina principalmente ao dobro da frequência da rede e em bandas laterais de passagem de polos, em vez de em 1×. Como atuam em frequências diferentes da frequência de rotação, o balanceamento não consegue compensá-los de forma alguma. Em resumo, o balanceamento remove apenas a excitação relacionada à massa em 1× — ele não consegue eliminar todas as fontes de vibração em uma máquina.
Vibração de mecanismos
A vibração é a reação do projeto do mecanismo aos efeitos de uma força excitadora cíclica. Essa força pode ser de natureza diferente.
A força centrífuga resultante do rotor desbalanceado é uma força não compensada que atua sobre o “ponto pesado”. É essa força e a vibração causada por ela que podem ser eliminadas pelo balanceamento do rotor.
Forças de interação de natureza “geométrica” resultantes de erros de fabricação e montagem das partes acopladas. Essas forças podem, por exemplo, surgir como resultado da não circularidade dos colos do eixo, erros nos perfis dos dentes nas engrenagens, ondulação das pistas de rolamento, desalinhamento dos eixos acoplados, etc. No caso de não circularidade dos munhões, o eixo do eixo será deslocado dependendo do ângulo de rotação do eixo. Embora essa vibração também ocorra na velocidade do rotor, é quase impossível eliminá-la por meio do balanceamento.
Forças aerodinâmicas resultantes da rotação dos impelidores de ventiladores e outros mecanismos de pás. Forças hidrodinâmicas resultantes da rotação dos impelidores de bombas hidráulicas, turbinas, etc.
Forças eletromagnéticas resultantes do funcionamento de máquinas elétricas, por exemplo, enrolamentos assimétricos do rotor, enrolamentos em curto-circuito, etc.
The magnitude of the vibration (e.g. its amplitude Av) depends not only on the excitatory force Fv acting on the mechanism with circular frequency ω, but also on the rigidity k of the mechanism, its mass m, as well as the damping coefficient C, as formula (1) below shows.
Diversos tipos de sensores podem ser usados para medir a vibração e balancear mecanismos, incluindo:
- sensores de vibração absoluta projetados para medir a aceleração de vibração (acelerômetros) e sensores de velocidade de vibração;
- sensores de vibração relativa – de corrente de Foucault ou capacitivos, projetados para medir o deslocamento de vibração;
- em alguns casos (quando o projeto do mecanismo o permite), sensores de força também podem ser usados para avaliar sua carga de vibração; em particular, eles são amplamente utilizados para medir a carga de vibração dos mancais de máquinas de balanceamento de mancais rígidos.
Portanto, a vibração é a reação de uma máquina à ação de forças externas. A magnitude da vibração depende não apenas da magnitude da força que atua sobre o mecanismo, mas também da rigidez do projeto do mecanismo. Uma mesma força pode levar a vibrações diferentes. Em uma máquina de rolamentos rígidos, mesmo que a vibração seja pequena, os rolamentos podem estar sujeitos a cargas dinâmicas significativas. É por isso que sensores de força, em vez de sensores de vibração (acelerômetros de vibração), são usados ao balancear máquinas de rolamentos rígidos.
Sensores de vibração são usados em mecanismos com apoios relativamente flexíveis, quando a ação de forças centrífugas desbalanceadas leva a uma deformação perceptível dos apoios e à vibração. Sensores de força são usados para apoios rígidos, quando mesmo forças significativas devido ao desbalanceamento não levam a vibrações significativas.
A ressonância é um fator que impede o balanceamento
Anteriormente, mencionamos que os rotores são divididos em rígidos e flexíveis. A rigidez ou flexibilidade do rotor não deve ser confundida com a rigidez ou mobilidade dos mancais (fundação) nos quais o rotor está instalado. Um rotor é considerado rígido quando sua deformação (flexão) sob a ação de forças centrífugas pode ser negligenciada. A deformação do rotor flexível é relativamente grande e não pode ser negligenciada.
Neste artigo, consideramos apenas o balanceamento de rotores rígidos. Um rotor rígido (não deformável) pode, por sua vez, ser montado em apoios rígidos ou móveis (flexíveis). É claro que essa rigidez/flexibilidade dos apoios também é relativa, dependendo da velocidade do rotor e da magnitude das forças centrífugas resultantes. Um limite condicional é a frequência das vibrações naturais dos apoios do rotor.
Para sistemas mecânicos, a forma e a frequência das vibrações naturais são determinadas pela massa e pela elasticidade dos elementos do sistema mecânico. Ou seja, a frequência das vibrações naturais é uma característica interna do sistema mecânico e não depende de forças externas. Ao serem deslocados do estado de equilíbrio, os apoios, devido à elasticidade, tendem a retornar à posição de equilíbrio. Mas, devido à inércia do rotor massivo, esse processo tem caráter de oscilações amortecidas. Essas vibrações são as vibrações naturais do sistema rotor-apoio. Sua frequência depende da razão entre a massa do rotor e a elasticidade dos apoios, como mostra a fórmula (2) abaixo.
Quando o rotor começa a girar e a frequência de sua rotação se aproxima da frequência de vibrações naturais, a amplitude da vibração aumenta sharply, o que pode levar à destruição da estrutura.
Ocorre o fenômeno da ressonância mecânica. Perto da ressonância, a resposta é amplificada pelo fator de qualidade Q = 1/(2ζ), tipicamente 3–17 para estruturas de máquinas, e o pico pode ser estreito: uma mudança de velocidade da ordem de alguns por cento pode alterar o nível de vibração várias vezes. Ao atravessar a ressonância, o atraso de fase varia 180°, passando por 90° no pico.
Se o projeto do mecanismo for malsucedido e a frequência de operação do rotor estiver próxima da frequência das vibrações naturais, a operação do mecanismo se torna impossível devido à vibração inadmissivelmente alta. O balanceamento pelos métodos usuais torna-se então impossível, porque mesmo uma pequena mudança de velocidade altera drasticamente os parâmetros de vibração. Para balanceamento na região de ressonância, são usados métodos especiais não abordados neste artigo.
É possível determinar a frequência das vibrações naturais do mecanismo durante a parada por inércia (ao desligar a rotação do rotor) ou pelo método de impacto, com subsequente análise espectral da resposta do sistema ao impacto.
Para mecanismos cuja frequência de rotação de trabalho está acima da frequência de ressonância, ou seja, operando no regime supercrítico (pós-ressonante), os apoios são considerados móveis, e sensores de vibração são usados para a medição, principalmente acelerômetros de vibração, que medem a aceleração dos elementos estruturais. Para mecanismos operando no modo pré-ressonância, os apoios são considerados rígidos. Nesse caso, são usados sensores de força.
Modelos lineares e não lineares de um sistema mecânico. A não linearidade é um fator que impede o balanceamento
Ao balancear rotores rígidos, são usados modelos matemáticos chamados modelos lineares para os cálculos de balanceamento. Um modelo linear significa que, nesse modelo, uma grandeza é proporcional (linear) à outra. Por exemplo, se a massa não compensada no rotor for dobrada, o valor da vibração também será dobrado. Para rotores rígidos, um modelo linear pode ser usado, pois eles não se deformam.
Para rotores flexíveis, o modelo linear não pode mais ser usado. Para um rotor flexível, se a massa do ponto pesado aumentar durante a rotação, ocorrerá deformação adicional e, além da massa, o raio da localização do ponto pesado também aumentará. Portanto, para um rotor flexível, a vibração aumentará mais do que o dobro e os métodos usuais de cálculo não funcionarão.
Outra fonte de não linearidade é uma mudança na rigidez do apoio em grandes deflexões: em pequenas deflexões, um conjunto de elementos estruturais suporta a carga; em deflexões grandes, outros entram em ação. É por isso que não é possível balancear mecanismos que não estão fixados em uma fundação, mas, por exemplo, simplesmente colocados no chão. Com vibrações significativas, a força do desbalanceamento pode levantar o mecanismo do chão, alterando assim significativamente as características de rigidez do sistema. Os pés do motor devem estar firmemente fixados, os parafusos de montagem devem estar apertados, a espessura das arruelas deve fornecer rigidez de montagem suficiente, etc. Se os mancais estiverem danificados, é possível haver desalinhamento significativo do eixo e choques, o que também resultará em má linearidade e na incapacidade de realizar um balanceamento de qualidade.
Dispositivos de balanceamento e máquinas de balanceamento
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Este processo pode ser realizado por dois métodos.
The first method involves machining the rotor trunnions in such a way that the axis passing through the centers of the trunnions coincides with the main central axis of inertia of the rotor. Such a technique is rarely used in practice and will not be discussed in detail in this article.
O segundo método (o mais comum) envolve o deslocamento, instalação ou remoção de massas de correção no rotor, que são posicionadas de modo que o eixo de inércia do rotor fique o mais próximo possível de seu eixo de rotação.
O deslocamento, adição ou remoção de massas de correção durante o balanceamento pode ser realizado por várias operações tecnológicas, incluindo: perfuração, fresamento, retificação, soldagem, rosqueamento ou desrosqueamento, queima por laser ou feixe de elétrons, eletrólise, soldagem eletromagnética, etc.
O processo de balanceamento pode ser realizado de duas maneiras:
- Field balancing (in situ) — the assembled rotor is balanced in its own bearings, on its own foundation, at its own operating speed, using a portable balancing kit;
- Shop balancing — the rotor is dismounted and balanced on a dedicated balancing machine.
Para o balanceamento de rotores em seus próprios mancais, geralmente são usados dispositivos especializados de balanceamento (kits), que permitem medir a vibração do rotor balanceado na sua frequência de rotação em forma vetorial, ou seja, medir tanto a amplitude quanto a fase da vibração. Atualmente, esses dispositivos são fabricados com base em tecnologia de microprocessador e (além da medição e análise de vibração) fornecem o cálculo automático dos parâmetros dos pesos corretivos, que devem ser instalados no rotor para compensar seu desbalanceamento.
Esses dispositivos incluem:
- uma unidade de medição e computação baseada em computador ou controlador industrial;
- dois (ou mais) sensores de vibração;
- a phase angle sensor;
- acessórios para montagem dos sensores no local;
- software especializado, projetado para realizar um ciclo completo de medição dos parâmetros de vibração do rotor em um, dois ou mais planos de correção.
Atualmente, dois tipos de máquinas de balanceamento são os mais comuns:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines têm apoios relativamente flexíveis, por exemplo, baseados em molas planas. A frequência das vibrações naturais desses apoios costuma ser de 2 a 3 vezes menor que a frequência de rotação do rotor balanceado montado sobre eles, de modo que a máquina opera acima da ressonância. Sensores de vibração (acelerômetros, sensores de velocidade de vibração, etc.) costumam ser usados para medir o movimento dos apoios dessas máquinas que operam acima da ressonância.
Hard-bearing (pre-resonance) machines use relatively rigid supports, whose natural frequencies of vibration should be 2-3 times higher than the rotation frequency of the rotor being balanced, so the machine runs below resonance. Force transducers are usually used to measure the dynamic load on the supports of the pre-resonance machine.
The advantage of pre-resonance (hard-bearing) balancing machines is that balancing on them can be performed at relatively low rotor speeds (up to 400 - 500 rpm), which greatly simplifies the design of the machine and its foundation, and increases the productivity and safety of balancing.
Balanceamento de rotores rígidos
Importante!
- O balanceamento elimina apenas a vibração causada pela distribuição assimétrica da massa do rotor em relação ao seu eixo de rotação. Outros tipos de vibração não são eliminados pelo balanceamento!
- Mecanismos técnicos, cujo projeto garante a ausência de ressonâncias na frequência de rotação de operação, fixados de forma confiável na fundação, instalados em rolamentos em bom estado, estão sujeitos ao balanceamento.
- Máquinas defeituosas devem ser reparadas antes do balanceamento. Caso contrário, o balanceamento de qualidade não é possível.
O balanceamento não substitui o reparo!
A principal tarefa do balanceamento é encontrar a massa e a localização das massas compensatórias que contrabalançam as forças centrífugas.
As mentioned above, for rigid rotors, it is generally necessary and sufficient to install two compensating weights. This will eliminate both the static and the couple components of the rotor unbalance. The general scheme for measuring vibration during balancing is as follows.
Vibration sensors are installed on the bearing supports at points 1 and 2. A revolution mark is attached to the rotor, usually with reflective tape. The revolution mark is used by the laser tachometer to determine the rotor speed and phase of the vibration signal.
Como o balanceamento dinâmico é realizado (método de três corridas)
Na maioria dos casos, o balanceamento dinâmico é realizado pelo método das três partidas. O método se baseia no fato de que pesos de teste de massa conhecida são colocados no rotor, em sequência, nos planos 1 e 2, e os pesos e a localização dos pesos de balanceamento são calculados com base nos resultados das mudanças nos parâmetros de vibração.
The plane in which a correction weight is installed is called a plano de correção. Correction planes are located on the rotor itself — typically at the two ends of the rotor body, on the fan or impeller disks, or on dedicated balancing rings. They should be chosen as far apart along the shaft as the design allows, so that a moderate weight produces a sufficient correcting moment. This is not the same as the measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
Na primeira partida, a vibração inicial é medida (no software Balanset, isso é o Run 0). Em seguida, um peso de teste de massa conhecida é colocado no rotor, mais próximo de um dos mancais. Uma segunda partida é realizada (Run 1) e os parâmetros de vibração são medidos, os quais devem mudar devido à instalação do peso de teste. Em seguida, o peso de teste no primeiro plano é removido e instalado no segundo plano. Um terceiro ensaio é realizado (Run 2) e os parâmetros de vibração são medidos. O peso de teste é removido e o software calcula automaticamente as massas e os ângulos de instalação dos pesos de balanceamento.
Os pesos de correção calculados são então instalados em seus planos, e um ensaio de verificação é realizado — no software Balanset, isso é o Run T (Trim). A vibração residual é comparada com a tolerância. Se o resultado ainda estiver acima da meta, o software reutiliza os coeficientes de influência já determinados, de modo que não são necessários novos ensaios com peso de teste — apenas uma pequena correção adicional de ajuste fino é calculada e instalada.
O objetivo de instalar os pesos de teste é determinar como o sistema reage a mudanças no desbalanceamento. Os pesos e as posições dos pesos de teste são conhecidos, de modo que o software pode calcular os chamados coeficientes de influência, mostrando como a introdução de um desbalanceamento conhecido afeta os parâmetros de vibração. Os coeficientes de influência são características do próprio sistema mecânico e dependem da rigidez dos apoios e da massa (inércia) do sistema rotor-apoio.
Para o mesmo tipo de mecanismos do mesmo projeto, os coeficientes de influência serão próximos. É possível salvá-los na memória do computador e usá-los para o balanceamento de mecanismos do mesmo tipo sem partidas de teste, o que aumenta significativamente a produtividade do balanceamento. Observe que a massa das massas de teste deve ser escolhida de tal forma que os parâmetros de vibração mudem perceptivelmente quando as massas de teste são instaladas. Caso contrário, o erro de cálculo dos coeficientes de influência aumenta e a qualidade do balanceamento se deteriora.
Como se pode ver na Fig. 1, a força centrífuga atua na direção radial, ou seja, perpendicular ao eixo do rotor. Portanto, os sensores de vibração devem ser instalados de modo que seu eixo de sensibilidade também aponte na direção radial. Geralmente, a rigidez da fundação na direção horizontal é menor, então a vibração na direção horizontal é maior. Portanto, para aumentar a sensibilidade, os sensores devem ser instalados de modo que seu eixo de sensibilidade também esteja direcionado horizontalmente. Embora não haja diferença fundamental. Além da vibração na direção radial, a vibração na direção axial, ao longo do eixo de rotação do rotor, deve ser monitorada. Essa vibração geralmente não é causada pelo desbalanceamento, mas por outras causas, principalmente relacionadas ao desalinhamento dos eixos conectados através do acoplamento.
Essa vibração não pode ser eliminada por balanceamento; nesse caso, é necessário o alinhamento. Na prática, essas máquinas geralmente apresentam tanto desbalanceamento do rotor quanto desalinhamento do eixo, o que torna a tarefa de eliminar a vibração muito mais difícil. Nesses casos, é necessário primeiro centrar a máquina e depois balanceá-la. (Embora, com forte desbalanceamento de torque, também ocorra vibração na direção axial devido à "torção" da estrutura da fundação.)
Artigos relacionados (exemplos de bancadas de balanceamento)
Critérios para avaliação da qualidade dos mecanismos de balanceamento
The balancing quality of rotors (mechanisms) can be evaluated in two ways. The first method involves comparing the amount of residual unbalance determined during the balancing process with the tolerance for residual unbalance. These tolerances for the different rotor classes are specified in ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
How the tolerance is computed (ISO 21940-11). The standard specifies a balance quality grade G, which is the product of the permissible specific unbalance epor and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- epor = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently epor = 9549 · G / n;
- Upor = epor · m [g·mm], where m is the rotor mass in kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, service speed n = 3000 rpm, grade G 6.3 (fans, pumps, standard electric motors): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; epor = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Upor = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. Para um rotor cujo centro de massa está entre os planos de correção, a tolerância total é dividida em proporção inversa à distância do centro de massa a cada plano; para um rotor simétrico, isso é simplesmente metade em cada plano — cerca de 500 g·mm por plano no exemplo acima. Nenhum plano deve receber mais de 70% ou menos de 30% de Upor.
Typical grades: G 0.4 — giroscópios, eixos-árvore de retificadoras de precisão · G 1 — eixos-árvore de retificadoras, induzidos de precisão · G 2.5 — turbinas, turbogeradores, acionamentos de máquinas-ferramenta · G 6.3 — engenharia geral: ventiladores, rotores de bombas, volantes, motores elétricos padrão · G 16 — eixos cardan com requisitos especiais, máquinas agrícolas, britadores · G 40 — rodas de automóvel, eixos de transmissão (eixos cardan) · G 100 — acionamentos de virabrequim de motores diesel de alta velocidade.
No entanto, o cumprimento das tolerâncias especificadas não pode garantir totalmente a confiabilidade operacional do mecanismo, associada à conquista do nível mínimo de sua vibração. Isso é explicado pelo fato de que a magnitude da vibração do mecanismo é determinada não apenas pela magnitude da força associada ao desbalanceamento residual de seu rotor, mas também depende de vários outros parâmetros, incluindo: a rigidez k dos elementos estruturais do mecanismo, sua massa m, o fator de amortecimento, bem como a frequência de rotação. Portanto, para estimar as qualidades dinâmicas do mecanismo (incluindo a qualidade de seu balanceamento), em vários casos, recomenda-se estimar o nível de vibração residual do mecanismo, que é regulamentado por uma série de normas.
A norma mais amplamente usada para os níveis admissíveis de vibração de máquinas industriais é a ISO 20816-3 (anteriormente ISO 10816-3). Ela abrange máquinas acima de 15 kW operando entre 120 e 15.000 rpm, e as classifica em duas dimensões: por grupo de potência (Grupo 1 — acima de 300 kW; Grupo 2 — de 15 a 300 kW) e por tipo de apoio (rígido ou flexível). Cada combinação tem seus próprios limites de zona A/B, B/C e C/D em mm/s RMS. Máquinas fora desse escopo têm partes dedicadas da série (turbogeradores — ISO 20816-2, máquinas hidráulicas, máquinas alternativas, bombas) ou normas de produto, como a ISO 14694 para ventiladores industriais.
For general machines evaluated on non-rotating parts, the classic ISO 10816-1 zones (now part of ISO 20816-1) give the following boundaries of vibration velocity, mm/s RMS:
| Classe | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Class I (small machines, up to 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Class II (medium machines, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Class III (large machines, rigid foundation) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Class IV (large machines, flexible foundation) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zone A corresponds to the vibration of new machines; zone B is acceptable for unrestricted long-term operation; zone C allows only restricted operation; zone D indicates vibration severe enough to cause damage.
Normas e referências
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. (Replaces ISO 1940-1, which is withdrawn.) G-grades and tolerance calculator →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. (Definitions of static, couple, quasi-static and dynamic unbalance.)
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. (Replaces ISO 10816-1 and ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
FAQ
O balanceamento remove toda a vibração?
Não. O balanceamento remove a vibração causada pela distribuição assimétrica da massa do rotor em relação ao seu eixo de rotação. Vibração de desalinhamento, defeitos de rolamento, forças aerodinâmicas/hidrodinâmicas, forças eletromagnéticas e outras causas requerem diagnósticos e ações corretivas separadas.
Por que o balanceamento pode falhar perto da ressonância?
Perto da ressonância, pequenas mudanças de velocidade podem causar grandes mudanças na amplitude de vibração e um deslocamento de fase de 180°. Nessas condições, os resultados de medição tornam-se instáveis e os procedimentos convencionais de balanceamento podem não convergir sem métodos especiais.
Quando você precisa de balanceamento em um plano versus dois planos?
Um plano é suficiente para rotores em forma de disco, nos quais o comprimento axial do rotor é pequeno em comparação com o diâmetro — como regra geral, L/D < 0,5 — e a velocidade de serviço está bem abaixo da primeira velocidade crítica. Exemplos típicos: um rebolo, um rotor de ventilador de disco único, uma polia, uma roda de automóvel. Esse tipo de rotor apresenta desbalanceamento quase puramente estático.
Dois planos are required for elongated rotors (L/D ≥ 0.5), for any rotor with two or more impellers or disks spaced along the shaft, and whenever the vibration phase at the two bearings differs markedly — a sign of a couple component. A rigid rotor never needs more than two planes.
When in doubt, measure both bearings: if a one-plane correction reduces the vibration at one bearing and increases it at the other, the rotor has a couple component and needs two-plane balancing.
O que deve ser feito antes do balanceamento?
Certifique-se de que a máquina esteja em condições de operação: montagem confiável na fundação, rolamentos saudáveis, sem folga mecânica severa e sem fontes óbvias de não linearidade. O balanceamento não é um substituto para a reparação.
Principais conclusões
- O balanceamento corrige a excitação relacionada à massa (centrífuga); ele não resolve desalinhamento, danos aos rolamentos ou fontes eletromagnéticas/aerodinâmicas.
- A ressonância e a não linearidade podem tornar o balanceamento convencional ineficaz ou inseguro.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer and the founder and CEO of Vibromera. For more than 15 years he has balanced rotating equipment in the field rather than on a test bench: mulchers, industrial fans, crushers, centrifuges, shafts and spindles. That work is what the Balanset instruments grew out of — they were designed as a tool a specialist can carry to the machine and use alone, on site, not as laboratory equipment. Vibromera was founded in 2017 and has been based in Porto, Portugal, since 2023. Development, assembly and support of the Balanset line all happen here. The flagship instrument is the Balanset-1A, a portable analyser for single- and two-plane balancing and for vibration diagnostics. Nikolai is personally involved in customer support, in working through difficult balancing cases and in the development of the software. He works with customers worldwide, in any language.
