Desequilíbrio e Balanceamento em Campo

O que é desequilíbrio?

Um rotor perfeitamente balanceado tem sua massa distribuída simetricamente em torno do eixo de rotação, de modo que o centro geométrico e o centro de massa coincidem. Quando essa simetria é rompida, o centro de massa deslocado descreve um círculo a cada revolução, gerando uma força centrífuga proporcional ao produto do desequilíbrio residual (massa vezes raio) pelo quadrado da velocidade angular. Essa força girante se transmite aos rolamentos e à estrutura de suporte como vibração, ruído e cargas de rolamento elevadas de forma cíclica. Até mesmo um pequeno desequilíbrio residual se torna significativo em altas velocidades, porque a força cresce com o quadrado do RPM.

Tipos de desequilíbrio

Três distribuições geométricas de desequilíbrio surgem na prática, e identificar o tipo correto determina qual procedimento de balanceamento aplicar.

Desequilíbrio estático

O desequilíbrio estático existe quando o centro de massa é deslocado do eixo de rotação em um único plano radial, sem deslocamento angular entre planos. Um rotor em forma de disco com um único ponto pesado é o caso clássico. O rotor rola por gravidade para o lado pesado quando apoiado em facas de equilíbrio, razão pela qual é detectável sem rotação. No espectro de vibração, o desequilíbrio estático produz sinais de 1x em fase em ambas as posições de rolamento na direção radial: as leituras de fase medidas simultaneamente nos rolamentos do lado de acionamento e do lado oposto diferem em próximo a 0 grau.

Desequilíbrio em par (binário)

O desequilíbrio em par ocorre quando dois pontos pesados iguais estão localizados em planos axiais diferentes, defasados em 180 graus entre si. O efeito estático líquido é zero (o rotor fica equilibrado estaticamente sobre facas), mas as duas forças criam um binário girante que inclina o eixo durante a operação. A assinatura diagnóstica é vibração radial de 1x em ambos os rolamentos com diferença de fase de aproximadamente 180 graus entre os dois planos de medição. O desequilíbrio em par não pode ser corrigido em um único plano; exige correções de peso em pelo menos dois planos.

Desequilíbrio dinâmico

O desequilíbrio dinâmico é a combinação dos componentes estático e em par, condição encontrada em praticamente todos os rotores reais. A diferença de fase entre a vibração radial nos dois planos de rolamento fica entre 0 e 180 graus. O balanceamento em dois planos resolve os dois componentes simultaneamente ao resolver um sistema de equações que relaciona os pesos de correção em cada plano à resposta medida.

Causas comuns

O desequilíbrio se desenvolve por vários mecanismos durante a fabricação e a operação:

• Acúmulo de depósitos: O acúmulo de material em pás de ventiladores, impelentes e tubos de trocadores de calor desloca o centro de massa progressivamente. Está entre as causas mais frequentes nas indústrias de processo, onde poeira suspensa no ar, incrustações ou lama entram em contato com componentes rotativos.
• Erosão e corrosão: A perda de material em uma região do rotor (erosão nas pontas das pás, formação de pites) remove massa de forma assimétrica e introduz ou agrava o desequilíbrio ao longo do tempo.
• Pesos de balanceamento perdidos ou soltos: Pesos de balanceamento de fábrica soldados ou parafusados em rodas de ventiladores podem se soltar em operação, alterando instantaneamente o estado de balanceamento pelo peso da peça perdida em seu raio original.
• Tolerâncias de fabricação: Porosidade de fundição, variação do cordão de solda e excentricidade de usinagem deixam os rotores com desequilíbrio residual desde a origem. Os graus de balanceamento ISO consideram isso, especificando quanto de desequilíbrio residual é permissível para uma determinada classe de rotor.
• Distorção térmica: Rotores que operam em temperatura elevada podem desenvolver empenamento permanente se os gradientes térmicos forem desiguais, deslocando o centro de massa do eixo de rotação. Isso é comum em turbinas a vapor e sopradores de alta temperatura após um resfriamento rápido.
• Dano ao eixo: Um eixo empenado ou um eixo com solda de reparo desloca o centro de massa e pode também introduzir efeitos de acoplamento que complicam o estado de balanceamento.

A assinatura de vibração em 1x RPM

A análise de vibração de um rotor desequilibrado produz um espectro dominado por um pico em exatamente uma vez a frequência de rotação do eixo (1x). O sinal é predominantemente radial (perpendicular ao eixo), porque a força centrífuga atua para fora do centro do eixo. A vibração axial geralmente é baixa, a menos que o acoplamento ou a geometria do rolamento converta parte da força radial em componente axial.

O pico de 1x cresce com o quadrado da velocidade: dobrar o RPM quadruplica a força centrífuga e, para um sistema linear, dobra a amplitude de vibração na mesma magnitude de desequilíbrio. Essa dependência da velocidade é uma pista diagnóstica útil durante testes de desaceleração (coast-down).

Fase como ferramenta de diagnóstico

A amplitude sozinha não confirma o desequilíbrio, porque desalinhamento, folga e eixo empenado também produzem componentes de 1x. A medição de fase resolve a ambiguidade:

• Desequilíbrio: a fase radial é estável (dentro de poucos graus) em várias leituras; em fase entre os dois planos de rolamento no desequilíbrio estático; diferença de 180 graus no desequilíbrio em par.
• Desalinhamento angular: forte componente axial de 1x, frequentemente com oposição de fase de 180 graus entre os dois lados do acoplamento na direção axial.
• Desalinhamento paralelo: componente radial de 2x dominante junto com 1x; a fase pode ser de 180 graus radialmente através do acoplamento.
• Eixo empenado: 1x domina e é estável, mas a fase medida em rotação lenta (poucos RPM) já está elevada, o que o distingue do desequilíbrio, que cresce com a velocidade.

A análise de vibração industrial combina dados de espectro com leituras de fase de um tacômetro ou sensor óptico para produzir um gráfico polar, oferecendo uma representação vetorial direta da força de desequilíbrio e de sua posição angular.

Graus de balanceamento ISO (ISO 21940-11)

A ISO 21940-11 (que substituiu a antiga ISO 1940-1) codifica os graus de qualidade de balanceamento como números G. Cada grau especifica um desequilíbrio específico máximo permissível, expresso como o produto da excentricidade (e, em mm) pela velocidade angular (omega, em rad/s), com unidade em mm/s. O número do grau equivale a e x omega em mm/s na velocidade máxima de operação do rotor.

Tabela de graus

Exemplo prático: desequilíbrio residual permissível

Considere um impelente de bomba centrífuga com massa de rotor de 50 kg operando a 3.000 RPM, atribuído ao grau de balanceamento G2.5.

1. Converta a velocidade em velocidade angular: omega = 2 x pi x (3.000 / 60) = 314,2 rad/s
2. O grau especifica e x omega = 2,5 mm/s, de modo que a excentricidade permissível é: e_per = 2,5 / 314,2 = 0,00796 mm (aproximadamente 8 micrômetros)
3. Desequilíbrio residual permissível por plano: U_per = m x e_per = 50 x 0,00796 = 0,398 g·m
4. Expresso na unidade mais comum de oficina: 0,398 g·m = 398 g·mm. Para um rotor de plano único, o residual permissível total é de 398 g·mm. Para um rotor de dois planos, esse total é dividido entre os dois planos de correção conforme a distribuição de massa do rotor.

Esse valor calculado é o critério de aceitação: após o balanceamento, o desequilíbrio residual em cada plano deve estar no máximo no valor permissível calculado antes que o rotor passe na inspeção.

Procedimento de balanceamento em campo

Programas de manutenção de precisão costumam incluir o balanceamento em campo como competência padrão, especialmente para rotores grandes ou de remoção difícil.

Quando balancear em campo

O balanceamento em oficina, em uma máquina dedicada, oferece maior precisão e deve ser a primeira escolha quando o rotor pode ser removido de forma viável. O balanceamento em campo é preferível quando o rotor é grande (rodas de ventiladores com vários metros), quando o tempo e o custo de desmontagem superam a diferença de precisão alcançável, quando as condições operacionais (temperatura, carga do processo) afetam o estado de balanceamento em velocidade, ou quando o rotor foi balanceado em oficina mas as condições de instalação in loco (tensão de tubulação, pé mole, expansão térmica) introduziram novas forças. O limite prático de precisão do balanceamento em campo costuma ficar entre G2.5 e G6.3, dependendo da qualidade do instrumento e da rigidez do rotor.

Plano único ou dois planos

O balanceamento em plano único instala pesos de correção em apenas um plano axial. É adequado para rotores em forma de disco (largura menor que aproximadamente metade do diâmetro), em que o desequilíbrio é predominantemente estático. O balanceamento em dois planos aplica correções em dois planos axiais separados e é necessário para rotores com relação comprimento-diâmetro significativa ou quando a análise de fase confirma um componente em par. O balanceamento em dois planos exige medições simultâneas de vibração em duas posições de rolamento.

O método do coeficiente de influência (procedimento com peso de prova)

O método do coeficiente de influência é a técnica dominante de balanceamento em campo. Não exige conhecimento prévio da distribuição de massa do rotor; o próprio rotor revela como responde a uma perturbação conhecida.

Etapa 1: Giro inicial. Registre a amplitude de vibração (mm/s ou micrômetros pico) e o ângulo de fase no(s) plano(s) de medição do balanceamento com o rotor na velocidade de operação e em equilíbrio térmico. Este é o vetor de referência, frequentemente chamado de vetor da corrida original (O).

Etapa 2: Corrida com peso de prova. Desligue o equipamento. Instale um peso de prova de massa conhecida em uma posição angular e raio conhecidos no rotor. O peso de prova deve estar fixado com segurança contra a força centrífuga na velocidade de operação; um peso de prova solto é um risco grave de segurança. Reinicie e registre a nova amplitude e fase (T).

Etapa 3: Cálculo do coeficiente de influência. O coeficiente de influência (IC) é a mudança de vibração produzida por unidade de peso de prova: IC = (T - O) / U_prova, em que a subtração é aritmética vetorial (considerando magnitude e fase). Planilhas e softwares dedicados de balanceamento fazem esse cálculo diretamente.

Etapa 4: Cálculo do peso de correção. O vetor de correção necessário é: U_correcao = -O / IC. A magnitude fornece o peso de correção (ajustado para o raio de correção) e o ângulo de fase fornece sua posição angular no rotor. Remova o peso de prova e instale o peso de correção permanente, ou remova material na posição oposta.

Etapa 5: Verificação da corrida de correção. Reinicie e verifique se a vibração residual atende ao critério de aceitação. Se estiver dentro da especificação, o balanceamento está concluído. Se não estiver, o coeficiente de influência da corrida anterior pode ser usado para calcular uma correção de ajuste fino sem uma nova corrida com peso de prova.

Para o balanceamento em dois planos, o procedimento se estende a uma matriz 2x2 de coeficientes de influência. Duas corridas com peso de prova (um peso no plano 1, um no plano 2) geram quatro coeficientes de influência que relacionam as correções em cada plano às respostas em cada ponto de medição. A inversão da matriz fornece os pesos de correção simultâneos para os dois planos.

Métodos de correção

Uma vez calculados a magnitude e a posição angular do peso de correção, a correção física assume uma de três formas:

• Adição de peso: A abordagem mais comum em campo. Pesos parafusados, pesos soldados ou pesos de balanceamento adesivos são adicionados na posição angular calculada no rotor. Pesos parafusados devem usar travador de rosca e ser apertados no torque especificado; pesos soldados exigem soldador qualificado e verificação posterior.
• Remoção de material: Desbaste, furação ou fresamento removem material do lado pesado. É irreversível, portanto é aplicado de forma conservadora e seguido de uma corrida de verificação. Comum em impelentes de bombas e rotores de motores nos quais adicionar peso é impraticável.
• Anéis e planos de correção de balanceamento: Muitos rotores são projetados com planos de correção roscados dedicados ou anéis de balanceamento deslizantes que permitem reposicionar pesos sem solda ou furação. É o projeto preferido para componentes que exigem rebalanceamento periódico, como ventiladores de torre de resfriamento que movem ar sujo.

Conclusão

O desequilíbrio do rotor é uma das condições de falha mais prevalentes em máquinas rotativas e está entre as mais simples de detectar e corrigir quando se segue uma abordagem estruturada. A assinatura de vibração em 1x RPM combinada com a medição de fase oferece um caminho diagnóstico confiável que distingue o desequilíbrio de falhas superficialmente semelhantes. Os graus da ISO 21940-11 fornecem um critério de aceitação quantitativo que elimina a ambiguidade sobre se um rotor está balanceado o suficiente para seu serviço. O balanceamento em campo com o método do coeficiente de influência torna a correção viável em rotores grandes ou de remoção difícil sem sacrificar a precisão necessária para proteger rolamentos e prolongar a vida da máquina. Integrar o monitoramento do balanceamento a um programa preditivo mais amplo, em vez de reagir apenas quando os sintomas se tornam severos, é o que separa custos de reparo reativos de despesas de manutenção controladas.

Perguntas Frequentes