Em 1976, a COSIPA instalou o segundo sistema de limpeza de gases projetado pela chemical Air Pollution Control of N. Y. O exaustor de gases do sistema é composto de um rotor centrífugo de dupla sução, de diâmetro 2. 8 m, montado num eixo- de .177 m de diâmetro, suportado por dois mancais hidrodinâmicos ( Dodge ) . Os mancais são apoiados encima de pedestais de concreto armado. O ventilador é acionado por um motor Westing house 2911 KW, 1182 RPM, de 6 polos. Desde o inicio da operação do sistema, as vibrações horizontais apresentaram altos níveis. Á causa desta vibração foi atribuída ao desbalanço do rotor pelo acúmulo de lama nas pás. Isto provocava constantes intervenções para limpeza e correções do desbalanço. Estas intervenções eram não programadas acarretando perdas de produção.Várias alternativas de solução foram apresentadas , porém nenhuma, delas atingiu o resultado esperado. Antes de tentar novas soluções foi decidido desenvolver um modelo matemático do sistema, o qual permitisse simular o comportamento deste com alta precisão a apontar as soluções viáveis. O modelo resultante consistiu em um eixo rígido montado em mancais hidrodinâmicos sobre pedestais flexíveis. Estes pedestais são representados por molas e amortecedores lineares. Para garantir que os mancais não sejam afetados pelas modificações, as forças hidrodinâmicas são calculadas a cada passo pela equação de Reynoldes e a equação unidimensional da energia mediante o método de diferenças finitas (mesmo que este método consuma um tempo de processamento relativamente grande, é justificado pelo desejo de levar em conta os efeitos térmicos e a geometria dos mancais) . Estas forças são introduzidas em um sistema de equações diferenciais ordinárias, que representam o comportamento dinâmico do sistema, eintegradas usando o método de Runge-Kutta de 4ª ordem com passo com passo fixo em um computador IBM 3090. A resposta em frequência assim como as órbitas dos colos são obtidas e verificadas na pratica. Foram simuladas as seguintes soluções: a) Mudança nos formatos e folgas dos mancais. O resultados da análise demostrou que não trazia grandes benefícios. Porém, se descobriu que os níveis de vibração nos pedestais poderiam ser reduzidos pela ação do amortecimento do filme lubrificante. b) Instalação de um absorvedor dinâmico de vibrações simples. Foi confeccionado e instalado um absorvedor na base do mancal não acoplado, obtendo redução dos níveis de vibrações em forma imediata. Este sucesso revelou a real causa da alta sensibilidade do problema e foi utilizado até a implantação da definitiva. A solução definitiva foi alcançada mediante o aumento da rigidez dos pedestais. Isto foi realizado aumentado as dimensões dos pedestais utilizados 27 m³ de concreto armado. Durante a implantação desta solução foi necessário escavar sua base até o radier. Os níveis de vibrações foram mantidos em níveis aceitáveis pela utilização de absorvedores de vibrações. Depois da cura do concreto foram retirados os absorvedores e as vibrações permaneceram estáveis, baixos mostrando que a solução adotada estava correta. A simulação indicou que o formato original do mancal não sofreria nenhum dano tanto sofreria nenhum dano tanto com o absorvedor como com o reforço dos. Com a solução adotada o equipamento operou continuamente por mais de 100 dias sem sofrer intervenções inesperadas. Somente parou para serviços de limpeza e inspeção. Até o presente momento não se tem registros de descargas de mangais decorrentes.

In 1976, COSIPA installed a B.O.F. gas cleaning system designed by the Chemical Air Pollution Control Corp of New York. The main exhaust fan had two opposed centrifugal rotors of 2.8m, diameter, mounted on a 7 diameter axle, and supported by two Dodge hydrodynamic bearings. The bearings, in turn, are bolted to concrete pedestrals. The fan was driven by a Westinghouse 2911 KW, 1182 rpm, 6 pole induction motor. Since the beginning, horizontal radial vibrations were experienced that built up gradually until it reached intolerable levels. Eventually, it was discorved that the cause of the vibration was due to the unbalancing of the rotor by the adherence of small lumps of iron dust weighing as little as 0.05Kg (when lodged at the rim). Therefore, the fan needed to be stopped (for nearly eight hours) for scrubbing and balancing once every 20 days or so. Since this adherence was random in nature, the stoppages were mostly unschedured which caused great production losses. Many false starts were made to solve the vibration problem during the past 10 years. Before trying another solution, it was decided that a delaited, experimentally validated mathematical model of the fan should be made. Any proposed solution can then be first simulated on the computer to guarantee results. The resulting model consisted of rigid axle and rotors supported on compliant hydrodynamic bearings and mounted on flexible pedestrals represented by linear springs, dashpots and masses. Due to the desire to guarantee that the bearings should withstand any increase in loading caused by the modifications, the bearing forces were calculated at each stage by solving the steady state Reynolds and one-dimensional energy equations by finite differences, (Although this took more computer time than the usual spring and damping bearing coefficient methods, it was justified due to the complexities of the shape of the bearings studied and adesire to take into account thermal effects). These forces were in turn fed into the system of ordinary differential equations representing the dynamics of the whole system and integrated using a 4th. Order, fixed step Runge-Kutta routine on an IBM 3090 computer. The frequency response as well as bearing orbits were obtained and experimentally validated. The following three solutions were analyzed in depth: a) Changing the shape and clearance of the bearings. It was discovered that not much benefit would result by changing the present lemmon shape with two pockets to other more complex shapes. However, it was discorvered that vibration levels could be significantly reduced by increasing the clearance (ie causing more damping). b) Adapting a dynamic vibration absorber. A single vibration absorber was made and welded to the base of the bearing farthest from the motor. It was immediately successful (ie. Reducing vibration levels to less than 15 µm). However, since the vibration absorber looked fragil and makeshift and was precariously installed, the management decided that a more rugged solution was preferred. c) Stiffening of the pedestrals by pouring concrete. The final rugged solution was achieved by stifftening the base. This was done by the thickening of the two pedestrals with 27 m³ of reinforced, fast curing grouting concrete. The pedestrals were corroded at the base by oil. Therefore it was necessary to excavate this base. During the excavation, the vibration levels were maintained at acceptable levels by the dynamic absorber. After the corroded concrete was removed, the fan was shut down for only 16 hours to allowthe concrete to harden sufficiently. The dynamic absorber was then removed. The simulations indicated that the present lemmon shaped bearing would not suffer any damage in either the dynamic absorber on the pedestral stiffening solutions. The fan has been in continuous operation for more than 100 days now without any need for balancing. It was stopped once for scrubbing and inspection. No sign of abnormal wear of the abnormal wear the bearing surfaces were noticied.