ESCOLA SUPERIOR DE TECNOLOGIA DE SETÚBAL
ENGENHARIA ELECTROMECÂNICA
3º ANO
TRIBOLOGIA
José Carlos Viegas
1 Introdução
Começaram-se por dar os primeiros passos nesta nova ciência nos anos 60, cujo
significado etimológico provem do Grego, designando o ramo do conhecimento que estuda o
atrito ( lógos - ramo do conhecimento; tribé - atrito).
Sendo o atrito a principal causa de desgaste e perca de energia em sistemas
mecânicos, estimando-se que 1/3 da energia que se consome se destina a percas por atrito,
nada mais importante para aqueles que futuramente se ocuparão da manutenção em unidades
industriais que o estudo desta ciência que só em 1964 teve a sua primeira conferência –
Institution Mechanical Engineering, cujos objectivos foram o de melhorar a divulgação e ensino
relativamente ao desgaste, atrito e lubrificação.
1.1Leis do atrito
Quando duas superfícies se encontram em contacto, desenvolvem-se sempre forças
tangenciais, chamadas forças de atrito, quando se tenta mover uma superfície relativamente à
outra. Por outro lado, a intensidade destas forças de atrito é limitada, e elas não impedirão o
movimento se se aplicarem forças relativamente grandes. A distinção entre superfícies sem
atrito e superfícies rugosas é, assim, uma questão de grau.
Há dois tipos de atrito: atrito seco, por vezes também chamado atrito de Coulomb, e
atrito viscoso. O atrito viscoso desenvolve-se entre camadas de fluido que se movem a
velocidades diferentes. O atrito viscoso é de grande importância em problemas que envolvem o
escoamento de fluidos através de tubos e orifícios ou que envolvem corpos imersos em fluidos
em movimento. É também essencial na análise do movimento de mecanismos lubrificados.
Numa primeira fase, analisar-se-á o equilíbrio de vários corpos rígidos e estruturas,
supondo que existe atrito seco entre as superfícies em contacto.
1.1.1
Atrito seco e coeficiente de atrito
As leis do atrito seco podem ser exemplificadas através da seguinte experiência.
Coloca-se um bloco de peso P sobre uma superfície plana horizontal (fig.1.1). As forças que
actuam no bloco são o seu peso P e a reacção da superfície. Uma vez que o peso não tem
componente horizontal, a reacção da superfície também não apresenta essa componente; a
reacção (N na fig.1.1 ) é, portanto, normal à superfície.
2
Fig. 1.1
Suponha-se agora que se aplica uma força horizontal, Q, ao bloco, conforme se
representa na figura 1.2. Se Q for pequena, o bloco não se deslocará pelo que deverá, existir
uma outra força horizontal qualquer que equilibre Q. Esta outra força é a força de atrito estático,
F.
Na realidade, F, é a resultante de um grande número de forças que actuam sobre toda
a superfície de contacto entre o bloco e o plano. Não se conhece exactamente a natureza
destas forças mas geralmente supõe-se que se devem às irregularidades das superfícies em
contacto e, até certo ponto, à atracção molecular.
Fig. 1.2
Se se aumentar a força Q, a força de atrito F também aumenta, continuando a opor-se
a Q, até que a sua intensidade atinge o valor máximo Fm (fig.1.3). Se se continuar a aumentar
Q, a força de atrito não consegue continuar a equilibrá-la e o bloco começa a escorregar.
Fig. 1.3
3
Logo que o bloco inicia o movimento, a intensidade de F desce de Fm para Fc. Isto
deve-se ao facto de haver uma menor interpenetração das irregularidades das superfícies em
contacto quando estas superfícies se movem uma em relação à outra. A partir daí o bloco
continua a escorregar com velocidade crescente enquanto a força de atrito Fc, agora força de
atrito cinético, permanece aproximadamente constante.
Verifica-se experimentalmente que o valor máximo Fm da força de atrito estático é
proporcional à componente normal N da reacção da superfície.
Temos:
F
em que,
m
= µe N
µ e é uma constante designada por coeficiente de atrito estático.
Analogamente, a intensidade Fc da força de atrito cinético pode ser escrita na forma:
F
c
= µc N
em que µ c , também constante, é o coeficiente de atrito cinético. Os coeficientes de atrito µ e e
µc não dependem da área das superfícies em contacto. Contudo, ambos os coeficientes
dependem fortemente da natureza das superfícies em contacto. Uma vez que também
dependem do estado das superfícies, o seu valor raramente é conhecido com exactidão
superior a 5%.
Na tabela 1.1 são dados valores aproximados dos coeficientes de atrito estático para
várias superfícies secas. Os correspondentes valores dos coeficientes de atrito cinético serão
cerca de 25% mais baixos. Uma vez que os coeficientes de atrito são grandezas
adimensionais, os valores fornecidos pela tabela 1 podem ser usados em qualquer sistema de
unidades.
Valores aproximados do Coeficiente de atrito estático em Superfícies secas
Metal sobre metal
0,15 - 0,60
Metal sobre madeira
0,20 – 0,60
Metal sobre pedra
0,30 – 0,70
Metal sobre couro
0,30 – 0,60
Madeira sobre madeira
0,25 – 0,50
Madeira sobre couro
0,25 – 0,50
Pedra sobre pedra
0,40 – 0,70
Terra sobre terra
0,20 – 1,00
Borracha sobre betão
0,60 – 0,90
Tabela 1.1
4
Da descrição feita acima resulta que podem ocorrer quatro situações distintas quando
um corpo rígido se encontra em contacto com uma superfície horizontal:
1. As forças aplicadas ao corpo não tendem a movê-lo ao longo da superfície de
contacto; não há força de atrito (fig. 1.1);
2. As forças aplicadas tendem a mover o corpo ao longo da superfície de contacto mas
não são suficientemente grandes para iniciar o movimento. A força de atrito F que se
desenvolveu pode obter-se resolvendo as equações de equilíbrio do corpo. Uma vez que não
há indícios de que F tenha atingido o seu valor máximo, a equação
F
m
= µ e N não pode ser
usada para determinar a força de atrito (fig. 1.2);
3. As forças aplicadas são tais, que o corpo está prestes a iniciar o escorregamento.
Diz-se que o movimento está iminente. A força de atrito F atingiu o seu valor máximo Fm e,
juntamente com a componente normal N, equilibra as forças aplicadas. Podem usar-se ambas
as equações: as de equilíbrio e a equação
F
m
= µ e N . Note-se igualmente que a força de
atrito tem sentido oposto ao sentido do movimento iminente;
4. O corpo encontra-se em movimento de escorregamento sob a acção das forças
aplicadas, e as equações de equilíbrio já não se aplicam. Contudo, F é agora igual a Fc e a
equação
1.1.2
F
c
= µc N pode ser utilizada. O sentido de Fc é oposto ao sentido do movimento.
Contacto entre sólidos
As superfícies dos sólidos apresentam formas complexas, sendo muito diferentes de
um simples plano (ver figura 1.4).
Há uma grande variedade de defeitos e distorções que se encontram presentes em
todas as superfícies reais.
Estes defeitos das superfícies, que vão desde a distorção dos planos até ás
irregularidades microscópicas, exercem uma grande influência no atrito e no desgaste.
Os defeitos e imperfeições das superfícies influenciam ainda as reacções químicas que
ocorrem no contacto com líquidos ou lubrificantes enquanto a rugosidade detectada à vista
regula a mecânica do contacto entre os sólidos e o desgaste que daí resulta.
Fig. 5
5
1.2Variáveis tribológicas e lubrificação
As variáveis tribológicas são o desgaste e o atrito, gerindo a engenharia estas variáveis
de acordo com as aplicações especificas de que necessita em cada momento, sendo que:
O desgaste é a maior causa de perca de material com as consequentes percas de
performances mecânicas.
O atrito é a principal causa de desgaste e perca de energia.
Como forma de controlarmos o atrito e diminuir o desgaste surge-nos a lubrificação.
A figura que se segue dá-nos uma ideia da utilização dos materiais, de acordo com as
suas características de atrito entre eles, bem como das respectivas resistências ao desgaste.
Fig. 1.5
1.2.1
Desgaste
Define-se desgaste como a perca de material provocado pelo deslizamento das
superfícies em contacto, este pode assumir várias formas nomeadamente:
• Desgaste por fadiga, quando é provocado por esforços repetitivos entre superfícies
em contacto ( ex: dentes de engrenagens).
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• Desgaste por abrasão, quando a película material entre superfícies é constituída por
partículas duras, levando á penetração de asperidades do material duro no material
macio, em superfícies em movimento relativo.
• Desgaste por erosão, quando o desgaste é provocado pelo impacto de partículas
em suspensão em meio gasoso ou líquido.
• Desgaste por cavitação, quando o desgaste é provocado pelo fluxo de líquidos.
• Desgaste por corrosão, quando a película material é formada por ataque químico
das
superfícies em contacto.
• Desgaste por impacto, quando este é provocado por impacto entre sólidos.
• Desgaste por adesão, quando estão presentes entre as superfícies altas pressões e
velocidades, provocando a fusão dos materiais em contacto.
O desgaste é uma consequência inevitável do contacto de superfícies em movimento.
O desgaste poderá ser controlado ou minimizado mas não eliminado.
Em engenharia utilizam-se vários processos para evitar o desgaste de superfícies em
contacto entre eles:
1.2.2
•
utilização de materiais de maior dureza
•
melhoramento do acabamento superficial dos materiais em contacto
•
utilização de materiais diferentes nas superfícies em contacto
•
eliminação de partículas em suspensão no fluido lubrificante
( filtragem ).
Lubrificação
Define-se lubrificação como sendo a interposição de uma película de sólido, líquido ou
gás de modo a facilitar o movimento entre superfícies, geralmente a espessura deste filme
lubrificante situa-se entre 1µ e 100µ. A lubrificação pode ser de vários tipos considerando-se:
• Sólida, quando a película lubrificante é um sólido, por exemplo uma placa de
chumbo;
• Lamelar, quando a película lubrificante é por exemplo grafite, ou bissulfureto de
molibdénio.
• Hidrodinâmica, quando a película lubrificante, sendo líquida ou grossa é provocada
pela diferença de velocidades entre as superfícies a lubrificar.
• Elasterodinâmica, quando a lubrificação hidrodinâmica se dá com interacção física
entre os corpos lubrificados e lubrificantes.
• De extrema pressão, quando há interacção química entre as superfícies lubrificadas
e o lubrificante.
7
• Hidrostática, quando o líquido ou gás lubrificante é introduzido à pressão entre as
superfícies de contacto, com o auxilio de uma fonte exterior.
A eficiência de lubrificação especialmente no caso dos lubrificantes líquidos é limitada pela sua
capacidade de carga, sendo esta condicionada pela temperatura e degradação em serviço.
8
2 Propriedades físicas dos lubrificantes
Pretende-se neste capítulo estudar as propriedades físicas fundamentais que
influenciam o comportamento dos lubrificantes modificando-lhe a sua eficiência nas suas
funções de lubrificação e de protecção ao desgaste.
2.1Viscosidade
Viscosidade de um lubrificante é o resultado do atrito interno do lubrificante traduzindo
a resistência ao deslocamento das moléculas de uma camada em relação à outra.
A viscosidade de um lubrificante modifica-se com a pressão e a temperatura deste,
sendo a espessura da película lubrificante proporcional a estes factores.
2.1.1
Viscosidade dinâmica
Se considerarmos duas superfícies separadas por uma camada fluído de espessura h,
a força F necessária para mover a superfície superior, é proporcional à área de contacto A, à
velocidade de deslocamento da superfície móvel em relação à fixa e inversamente proporcional
a h.
Fig. 2.1
Sendo esta relação expressa pela fórmula:
F = ηA.
u
h
em que a constante da relação referida é η e designa-se por viscosidade dinâmica.
Define-se ainda a tensão de corte τ, que actua no fluido, por:
τ=
F/ A
Explicitando, a viscosidade dinâmica na fórmula virá:
η=
τ
u/h
A viscosidade dinâmica expressa-se em Pascal-segundo [Pas].
9
Sendo a relação entre Poise e Pascal-segundo a seguinte:
1[P] = 100 [cP] ≈ 0,1[Pas]
2.1.2
Viscosidade cinemática
A viscosidade cinemática é definida pelo quociente entre a viscosidade dinâmica e o
peso específico do fluído.
ν =
η
ρ
[
2
−1
ν - viscosidade cinemática m .s
[
]
ρ - peso específico do fluído Kg .m
η - viscosidade dinâmica [Pas]
−3
]
A unidade mais usual para exprimir a viscosidade cinemática é Stoke [S], cuja
[
2
dimensão no S.I. é expressa por m .s
−1
].
[
2
ν[S] Stoke = 100 cS = 0,0001 m .s
−1
]
2.2Viscosidade e Temperatura
A viscosidade dos óleos lubrificantes é muito sensível à temperatura de serviço, caindo
muito com o aumento desta.
A variação da viscosidade com a temperatura tem sido estudada ao longo dos tempos,
sendo as relações mais utilizadas as seguintes:
REYNOLS
-
η = be − aT
Válida para um intervalo apertado
de temperaturas
η= a
SLOTTE
WALTHER
VOGEL
(b + T )c
(ν + a ) = bd
η = ae
b
(T − c )
1
Tc
- Muito útil em análise numérica
- Base de cálculo para o gráfico ASTMviscosidade-temperatura
- A mais precisa utilizada em cálculos de
engenharia.
Relação viscosidade – temperatura para vários lubrificantes
10
Fig. 2.2
A representação gráfica mais utilizada para exprimir a viscosidade cinemática em
função da temperatura é o gráfico viscosidade - temperatura (ASTM D 341) que se baseia na
equação de Walther. Podemos verificar na fig.2.2 a variação da viscosidade com a temperatura
para óleos de diferentes tipos e viscosidades.
Viscosidades nos gases
Verifica-se que os gases tem uma característica importante dado que a sua
viscosidade aumenta com a temperatura. Esta característica e outras como o facto de serem
quimicamente mais estáveis a temperaturas elevadas,
torna-os indicados para utilizações
lubrificantes em chumaceiras aerostáticas.
2.3Índice de Viscosidade
Chama-se índice de viscosidade ao parâmetro empírico que compara a viscosidade
cinemática de um óleo com a viscosidade de dois óleos padrão de diferentes sensibilidades da
viscosidade à temperatura.
11
Os óleos padrão foram escolhidos de forma a que um tenha “ índice de viscosidade 0 ”,
e o outro tenha “índice de viscosidade 100”, à temperatura de100ºF (37.8ºC), mas tendo ambos
a mesma viscosidade que o óleo a medir à temperatura de 210ºF (98.9ºC).
Para obter estes resultados foram escolhidos os óleos a partir de crudes da
Pensilvânia, com o índice de viscosidade 100 (bom), e os óleos a partir da costa do Golfo com
índice de viscosidade 0 (mau).
O índice de viscosidade VI, é calculado a partir da fórmula:
VI = [( L-U ) / ( L-H )] x 100
U - Viscosidade cinemática ( a 40º C) do óleo que se está a medir.
L e H - Valores de referência de viscosidade a 100ºC (da tabela
A.S.T.M.D2270).
12
13
2.4Viscosidade e pressão
A viscosidade dos lubrificantes aumenta com a pressão. Para a grande maioria dos
lubrificantes este efeito é superior ao da temperatura ou ao de corte para pressões elevadas.
Dado que quanto maior é o esforço mecânico a transmitir, maiores serão as pressões
de contacto entre os elementos, esta característica é muito importante especialmente para a
lubrificação de contactos, em que estão em presença forças concentradas muito elevadas,
como acontece em engrenagens, contactos de rolamento em rolamentos etc.. Muitas vezes as
taxas de aumento de pressão são tão altas que o lubrificante se comporta mais como um
sólido de que como um líquido.
Fig. 2.3
A viscosidade dinâmica de um lubrificante varia com a pressão de acordo com a
relação:
η p = η0 .eαp
p - pressão em pascal [Pa];
η0 - viscosidade dinâmica á pressão atmosférica
ηp
α - coeficiente pressão/viscosidade [m2/N]
- viscosidade á pressão p;
Uma das formas de calcular o coeficiente de pressão/viscosidade α , é a utilização da fórmula
de Wooster:
α = (0.6 + 0.965 log10 ηo)×108
ηo- viscosidade á pressão atmosférica [Pa]
2.5 Viscosidade e taxa de corte
Do ponto de vista da engenharia é importante conhecer a relação entre viscosidade e
taxa de corte. De forma a simplificar assume-se normalmente que os fluídos são newtonianos,
isto é, a tensão de corte τ é proporcional á taxa de corte u/h.
14
Fig. 2.4
η - viscosidade dinâmica
F = η. A.
u
h
F
η= A
u
h
η=
τ
u/h
Para óleos minerais puros, é habitual um comportamento newtoniano até taxas de
corte de 105 a 106 (s-1), perdendo-se este comportamento para valores superiores.
O comportamento não newtoniano é função da complexidade estrutural do fluído.
Fig. 2.5
2.5.1
Comportamento maleável
O comportamento maleável (pseudoplastic) está associado ao aumento da fluidez
(diminuição da viscosidade), com o aumento da taxa de corte.
15
Em fluídos polímeros as moléculas longas estão orientadas de forma aleatória, com o
aumento das tensões de corte as moléculas têm tendência para alinhar, diminuindo a sua
viscosidade.
Numa situação de elevadas tensões de corte, uma queda brusca na viscosidade é
devida á deformação e orientação das partículas da emolução.
Como exemplo de um fluido com comportamento pseudo - plástico temos a mistura de
óleo mineral com um aditivo polímero.
Fig 2.6
2.5.2
Comportamento dilatador
Os fluídos de comportamento dilatador são habitualmente suspensões ou emoluções,
com elevado conteúdo de corpos sólidos, o aumento da viscosidade verificada com o
incremento da taxa de corte, é atribuído ao rearranjo das partículas em suspensão, resultando
uma dilatação dos espaços entre as partículas. Teoricamente em condições de ausência de
corte, as moléculas adoptam uma formação compacta com um volume mínimo de espaços
interpartículas, quando uma tensão de corte é aplicada, as moléculas movem-se, formando
uma estrutura aberta em que os espaços entre moléculas estão dilatados, como resultado
desta situação há uma quantidade insuficiente de líquido para preencher os espaços,
apresentando o fluído uma maior resistência.
2.5.3
Comportamento Tixotrópico
O comportamento tixotrópico consiste no fenómeno de aumento de fluidez com a
duração do tempo de corte . Durante o processo de corte desenvolve-se um processo de
destruição da estrutura do fluido que progride com o decorrer do tempo, dando origem a uma
diminuição na viscosidade aparente até atingir um valor estável .
16
Verifica-se por vezes que a estrutura do fluido se recompõe quando deixa de existir o
efeito de corte, regressando a viscosidade do fluido aos valores iniciais. Há no entanto casos
em que o valor da viscosidade não é reversível .
Fig. 2.7
2.5.4
Comportamento reopético
O comportamento reopético consiste no fenómeno inverso do comportamento
tixotrópico , isto é , aumento da viscosidade com a duração do tempo de corte. Como exemplo
deste tipo de comportamento temos o fluido sinovial que é o lubrificante das articulações dos
animais .
2.6Medição da viscosidade
Quando se pretende medir a viscosidade de óleos minerais utilizam-se com maior
frequência as duas técnicas seguintes:
Viscosimetros
por
capilaridade
e
viscosimetros
short-tube
para
fluidos
de
comportamento Newtoniano . O princípio de funcionamento do viscosimetro short-tube, baseiase na medida do tempo de escoamento de um dado volume de fluido.
17
Fig. 2.8
Viscosimetros de rotação para fluidos de comportamento não Newtoniano.
O princípio de funcionamento do viscosimetro de rotação consiste na medição da força
necessária para provocar o corte do fluido que se encontra entre dois cilindros concêntricos,
rodando o cilindro exterior a uma velocidade angular constante .
Fig. 2.9
Viscosidades de Misturas
2.7Classificação da viscosidade dos óleos
Utilizam-se diversas classificações para a viscosidade dos óleos, sendo as mais
comuns a SAE (Society of Automotive Engineers) e a ISO (International Standards
Organization) .
2.7.1
As classificações de viscosidade SAE
Os óleos usados em motores de combustão estão classificados de acordo com a
especificação SAE J300. Esta classificação estabelece onze graus de classificação para os
óleos de motores.
A tabela 2.2 explicita os graus de classificação SAE. A viscosidade indicada na 2ª
coluna é a viscosidade dinâmica, as viscosidades indicadas nas 4ª e 5ª colunas, são
viscosidades cinemáticas, medidas a 100º C, que é a temperatura normal de operação de um
óleo de motor.
18
Tabela 2.2
Graus de classificação SAE
Na figura 2.10 representam-se as relações entre viscosidade dinâmica e temperatura,
para diferentes famílias de óleos classificadas de acordo com as viscosidades SAE.
Fig. 2.10
Os óleos que não têm o sufixo “W” no grau de viscosidade são os monograduados; um
óleo que apresente o sufixo “W”, que significa Winter (inverno), tem melhores características no
arranque a frio.
Em climas com temperaturas abaixo de zero graus centígrados, os óleos de motor e de
caixa são formulados de forma a proporcionarem uma baixa resistência ao arranque.
19
Os óleos destinados a caixas de transmissão são abrangidos pela especificação SAE
J306. Esta classificação estabelece sete graus de classificação para os óleos de caixas de
transmissão.
Tabela 2.3
Classificação SAE para óleos de caixa
A classificação SAE para óleos de caixa é muito similar à dos óleos para motor. A
diferença é que o grau “W” é definido pela temperatura a que os óleos atingem a viscosidade
de 150 000 (cP), que é a viscosidade máxima a que se poderá utilizar um óleo sem danificar as
engrenagens.
Na figura 2.11 comparam-se as viscosidades de vários óleos classificados segundo as
normas SAE de viscosidade.
Fig. 2.11
2.7.2
As classificações de viscosidade ISO
O sistema de classificação da viscosidade ISO International Standards Organization) foi
desenvolvido nos E.U. e na G.B., sendo a sua aplicação destinada à determinação das
viscosidades dos óleos industriais.
A tabela 2.4 apresenta este tipo de classificação dos óleos.
20
Trata-se de uma tabela de viscosidades cinemáticas a 40 º C na qual se indicam limites
mínimos e máximos a que os óleos classificados num determinado nível devem obedecer.
Tabela 2.4
Classificação ISO de viscosidade
21
3 Outras propriedades
3.1 Temperaturas características dos lubrificantes
Uma característica importante dos lubrificantes são as diferentes temperaturas a que
ocorrem as várias modificações de ordem física ou química. Esta característica é crucial na
selecção de um lubrificante para uma aplicação específica.
A altas temperaturas os óleos decompõe-se e degradam-se por decomposição térmica
e oxidação. A baixas temperaturas os óleos solidificam ou até congelam.
Durante o serviço os óleos podem fazer depósitos nas superfícies de contacto, fazer
emulsões com a água ou até produzir espuma quando agitados. A degradação de um óleo não
afecta o óleo em si mas os órgãos que é suposto proteger. Vamos seguidamente definir
algumas das temperaturas importantes para a definição de um óleo.
•
ponto de fluidez ( pour point ) – é a temperatura mais baixa em que o óleo se pode
encontrar no estado líquido;
•
cloud point - é a temperatura a que a parafina e as ceras começam a percipitar.
•
Temperatura de ignição (flash point) - é a temperatura em que os vapores de óleo em
presença do ar sofre ignição (explode).
•
Temperatura de combustão (fire point) - é a temperatura em para a qual os vapores para
além de sofrem ignição se mantém em combustão.
3.2Estabilidade dos lubrificantes à oxidação
Considera-se que um lubrificante é mais ou menos estável á oxidação, consoante a
sua resistência à quebra das cadeias moleculares e ao seu rearranjo a elevadas temperaturas
na presença do oxigénio da atmosfera. Este factor tem grande importância para a vida de o
óleo. Num óleo a 150ºC formam-se ácidos orgânicos a temperaturas mais elevadas formam-se
aldeidos.
Uma forma de obter um óleo mais estável à oxidação é eliminar os componentes
hidrocarbonetos aromáticos e as moléculas que contem enxofre S2, oxigénio O2 e azoto N2. O
que se obtém por refinação.
A oxidação do óleo pode também ser controlada através de aditivos, que atacam os
hiperóxidos que se formam no estado inicial da oxidação ou que quebram as cadeias do
mecanismo da oxidação.
Õs produtos da oxidação dos óleos são essencialmente, compostos ácidos, lamas e
lacas. Todos estes componentes tem propriedades corrosivas, conferem maior viscosidade ao
óleo e provocam o depósito de produtos insolúveis nas superfícies em contacto, restringindo a
eficiência da própria lubrificação. O nível de oxidação de um óleo determina-se através de
testes de acidez.
22
Testes de acidez e alcalinidade num lubrificante
Testa-se a acidez ou a alcalinidade de um lubrificante através de análises químicas
para determinação do seu Número de Neutralização que é uma análise normalizada pela
ASTM D974, D664. Nesta análise mede-se a quantidade em miligramas de hidróxido de
potássio ou ácido clorídrico, por grama de óleo para neutralizar os compostos ácidos ou
básicos.
A forma mais usual de determinação é através da norma ASTM D664, em que se
determina o TAN – Total Ácid Number para os óleos ácidos ou o TBN – Total Basic Number
para os óleos alcalinos.
O TBN é habitualmente utilizado para medir a alcalinidade dos óleos que se destinam a
trabalhar em máquinas que utilizam combustíveis de menor qualidade.
O TAN utiliza-se para medir a acidez da grande maioria dos óleos que são
normalmente ligeiramente ácidos. O TAN modifica-se durante a utilização dos óleos dada a sua
tendência para a oxidação em serviço. Por este facto estabelece-se um limite indicativo de
acidez para a mudança de um óleo.
3.3Estabilidade térmica dos lubrificantes
Define-se estabilidade térmica de um lubrificante como a resistência que apresenta à
quebra de cadeias moleculares a elevadas temperaturas e na ausência de oxigénio. Nos óleos
minerais quando as cadeias se quebram dão origem a metano, etano e etileno.
Nos óleos minerais verifica-se que o limite da sua estabilidade térmica se situa nos
350ºC, verificando-se no entanto que os aditivos utilizados para melhorar a lubrificação tem
uma estabilidade térmica abaixo deste valor. De salientar ainda que a temperatura de utilização
deste tipo de lubrificante fica condicionada pela temperatura limite de estabilidade à oxidação
que é muito inferior ao valor da temperatura de estabilidade térmica. Num óleo mineral a
temperatura de estabilidade térmica pode ser aumentada por refinação, mas não pela
aditivação.
A partir dos 300ºC, na ausência de ar os óleos decompõe-se produzindo cadeias
moleculares leves a partir das cadeias moleculares pesadas de origem. Estas moléculas
fragmentadas tornam-se a combinar formando depósitos de alcatrão, ou evaporando-se como
componentes voláteis.
3.4Compatibilidade dos lubrificantes
Uma propriedade importante de um lubrificante a utilizar num dado sistema é que este
seja compatível com os materiais em presença nesse sistema, especialmente com os
elastómeros ( dos vedantes e juntas) e filtros existentes no circuito.
Os aditivos por sua vez deverão ser solúveis no lubrificante a que se destinam e
manter essa solubilidade para a gama de temperaturas de utilização. Considera-se que dois ou
23
mais aditivos são compatíveis se não reagem entre sí, isto é se a sua mistura não provoca
alterações na cor ou cheiro.
A separação de um aditivo durante o tempo de armazenamento ou de serviço de um
lubrificante é indesejável, sendo sintoma de que o produto poderá não Ter as propriedades
para que foi formulado.
Há ainda a considerar possíveis casos de incompatibilidade do lubrificante a utilizar
com o meio circundante, como é o caso da indústria farmacêutica ou alimentar em que fugas
de óleo são inaceitáveis. Neste caso a solução passa pela utilização dos produtos do processo
como lubrificantes. Na indústria de refinação de açúcar, xaropes de elevada viscosidade são
utilizados como lubrificantes.
24
4 Lubrificação hidrodinâmica
Vamos agora debruçar-nos sobre a lubrificação hidrodinâmica que é o tipo de
lubrificação mais comummente aplicado. Diz-se que a lubrificação é hidrodinâmica, quando a
película lubrificante, sendo líquida ou grossa é gerada pela diferença de velocidades entre as
superfícies a lubrificar.
Fig. 4.1
O que se pretende com este estudo é dar resposta a perguntas como:
•
que faz um lubrificante lubrificar?
•
Que condições são necessárias para que duas superfícies em carga sejam completamente
separadas quando em movimento relativo?
•
Quais os parâmetros que interferem na fricção e no desgaste?
•
Como estimar os parâmetros de cálculo e projecto?
No século dezanove Beauchamp Tower verificou que numa chumaceira radial, o óleo
saia sempre por um furo localizado por debaixo da carga. O furo originalmente destinava-se a
fornecer o óleo de lubrificação. Para evitar a saída do óleo , começou por tapar o furo com uma
rolha depois com um taco de madeira, verificando que a pressão o impelia sempre para fora.
Colocou então um aparelho de medida de pressão chegando à conclusão que a força gerada
era suficiente para separar as superfícies deslizantes.
Nesta altura Osborne, Reinolds e outros físicos estavam a trabalhar a teoria da
lubrificação hidrodinâmica. Foi então que com os resultados práticos disponíveis em 1886
Reynolds, demonstrou analiticamente que um líquido viscoso pode separar fisicamente duas
superfícies deslizantes recorrendo à pressão hidrodinâmica, daí advindo baixa fricção e
praticamente ausência de desgaste.
25
4.1Equação de Reynolds
A teoria de Reynolds explica a teoria da lubrificação através da geração de uma
película de um líquido viscoso entre duas superfícies em movimento.
Para que haja lubrficação hidrodinâmica é necessário que se estabeleçam as seguintes
condições:
1. Haver movimento relativo das duas superfícies a lubrificar e velocidade relativa
suficiente entre as superfícies para gerar uma película lubrificante carregadora ou
de suporte.
2. Que as duas superfícies sejam inclinadas uma em relação à outra. Se forem
paralelas não se formará um campo de forças na película lubrificante de forma a
suportar a carga necessária.
Há duas excepções a esta regra:
•
Quando as superfícies são paralelas mas tem degraus;
•
Quando ambas as superfícies se movem.
O princípio da geração de pressão entre duas superfícies inclinadas pode-se verificar a
partir da fig. 4.2
Fig. 4.2
Como se pode observar na figura 4.2 :
•
considera-se que é a superfície inferior que se move;
•
verifica-se um campo de pressões entre a entrada e a saída, caso contrário teríamos fluxos
de entrada e saída diferentes o que não seria possível.
•
verifica-se na entrada um aumento da pressão, havendo uma quebra da pressão à saída,
onde o fluido é expelido.
•
o gradiente de pressão causa um perfil de velocidades entre a entrada e a saída.
Vamos agora estabelecer alguns pressupostos (pressupostos de Reynolds) de forma a tornar
mais fácil o estabelecimento das equações da física para o fenómeno:
1. As forças entre os corpos são ignoradas
26
2. A pressão é constante em toda a espessura do filme
3. Não há descontinuidades nas fronteiras
4. Os lubrificantes comportam-se como fluídos newtonianos ( a viscosidade cinemática é
independente da taxa de corte )
5. fluxo é laminar
6. Não se considera a inércia do fluido
7. O peso específico do fluido é constante
8. A viscosidade é constate através da película de lubrificante gerada
Com estes pressupostos a equação de Reynolds pode ser derivada considerando-se o
equilíbrio de forças num elemento e a continuidade do fluxo numa coluna.
Fig 4.3
p- pressão; τx- tensão de corte segundo o eixo dos xx.
Comecemos pela equação de equilíbrio de forças num elemento utilizando a fig 4.3
para visualizar as forças em presença.
Dado que o elemento está em equilíbrio as forças que actuam do lado esquerdo
equilibrarão as forças que actuam do lado direito, o que se expressa pela equação:
p (dy.dz ) + (τ x +
∂τ x
∂p
dz )dx.dy = τ x dx.dy + ( p + dx)dy.dz
∂z
∂x
(4.1)
cuja solução é:
(4.2)
∂τ x ∂p
=
∂z
∂x
Se trabalhássemos as forças em relação ao eixo dos yy, viria que:
∂τ y
∂z
=
∂p
∂y
(4.3)
Do pressuposto 2 vem ainda:
∂p
=0
∂z
27
(4.4)
Da formula da viscosidade dinâmica vem:
(4.5)
τx = η
u
∂u
=η
h
∂z
τy =η
∂v
∂z
τx- tensão de corte segundo o eixo dos xx; τy- tensão de corte segundo o eixo dos yy;
u- velocidade na direcção do eixo dos xx; v- velocidade na direcção do eixo dos yy;
∂p ∂ ∂u
∂p
∂u
∂p
∂u
∂p
= (η ) →
∂z = ∂ (η ) →
z + C = (η ) → ( z + C )∂z = η∂u
∂x ∂z ∂z
∂x
∂z
∂x
∂z
∂x
(4.6)
∂p z 2
+ C1 z + C2 = ηu
∂x 2
(4.7)
Calculando as constantes para as condições fronteiras:
U = U2 em
z=0
e
U = U1 em
z=h
Virá que a velocidade segundo o eixo dos xx’ será:
u
u=
∂
u
∂
p
=
(
∂z
∂
p
2
(
2
z−
2
zh −
2
zh
)
+ )
+
z
h
z
h
(V(U
1
1
−−
U
V
22
)
)+ +
U
V
2
2
∂p z − zh
z
(
) + (U1 − U 2 ) + U 2
∂x
2η
h
2
(4.8)
E a velocidade segundo o eixo dos yy’ será:
v=
∂p z 2 − zh
z
(
) + (V1 − V2 ) + V2
∂y
2η
h
(4.9)
Por outro lado a continuidade do fluxo numa coluna requer que haja escoamento do
fluido, verificando-se que o influxo é igual ao efluxo para um elemento de volume em regime
estacionário, vamos agora socorrer-nos da Fig. 4.4.
Fig. 4.4
Para uma densidade constante para o lubrificante, as equações do equilíbrio virão:
28
∂q y 

∂q


qx dy + q y dx + W0 dx.dy =  q x + x dx dy +  q y +
dy dx + Wh dx.dy
∂y
∂x 



∂qx ∂q y
+
+ (Wh − W0 ) = 0
∂x
∂y
e
(4.10)
desde que dx , dy ≠ 0.
Por outro lado temos que:
h
h
qx = ∫ udz
q y = ∫ vdz
0
0
(4.11)
substituindo u e v pelas equações (4.8) e (4.9) virá:
h
 ∂p z 2 − zh

z
qx = ∫  (
) + (U1 − U 2 ) + U 2 dz
2η
h

0  ∂x
(4.12)
h
 z 3 z 2 h 1 ∂p z 2

q x = ( −
)
+ (U1 − U 2 ) + U 2 z 
2 2η ∂x 2h
 3
0
(4. 13)
qx = −
3
h
12
qx = −
∂p
∂x
+ (U 1 + U 2
h
)2
h3 ∂p
h
+ (U1 + U 2 )
12η ∂x
2
(4.15)
qx = −
E por analogia:
h
3
∂p
12 ∂y
+ (V 1 + V 2
h
)2
qy = −
h3 ∂p
h
+ (V1 + V2 )
12η ∂y
2
(4.16)
Substituindo (4.15) e (4.16) em (4.10) virá:
∂  h3 ∂p
h  ∂  h3 ∂p
h
(
)
U
U
−
+
+
+ (V1 + V2 )  + (Wh + W0 ) = 0
1
2

 + −
∂x  12η ∂x
2  ∂y  12η ∂y
2
(4.17)
Definindo que :
U = U1 + U 2
V = V1 + V2
29
−
∂ h 3 ∂p
∂ U ∂h ∂ h 3 ∂p
∂ V ∂h
(
)+
− (
)+
− (Wh + Wo ) = 0
∂x 12η ∂x
∂x 2 ∂x ∂y 12η ∂y
∂y 2 ∂y
(4.18)
E dado que não há variação de U e V ao longo das suas direcções, xx’ e yy’ , isto é:
−
∂
∂
(
h
12
3
∂
∂
p
)
+
∂
∂
U
∂
2
∂
h
−
∂
∂
U ≠ f(x) e V ≠ f(y) ,
(
h
12
3
∂
∂
p
)
+
∂
∂
V
∂
2
∂
h
−
W
(
h
1
+
W
o
)
=
0
Virá a equação de Reynolds a três dimensões:
−
∂ h 3 ∂p
∂ h 3 ∂p U ∂h V ∂h
(
)− (
)−
+
+ (Wh − Wo ) = 0
∂x 12η ∂x
∂y 12η ∂y
2 ∂x 2 ∂y
(4.19)
Vamos agora introduzir algumas simplificações à equação de Reynolds:
Simplificação provocada pela existência de velocidade só numa direcção, V=0 :
∂ h 3 ∂p
∂ h 3 ∂p
U ∂h
(
)+ (
)=
+ (Wh − Wo )
∂x 12η ∂x
∂y 12η ∂y
2 ∂x
(4.20)
Simplificação provocada pela existência de uma película lubrificante em que não há fluxo na
direcção no eixo dos zz’ :
∂ h3 ∂p
∂ h3 ∂p
U ∂h
(
)+ (
)=
∂x 12η ∂x
∂y 12η ∂y
2 ∂x
(4.21)
Ou:
∂ h3 ∂p
∂ h3 ∂p
∂h
(
)+ (
) = 6U
∂x η ∂x
∂y η ∂y
∂x
(4.22)
Simplificação provocada por se considerar que o fluido é isoviscoso, isto é, η=constante,
teremos a equação de Reynolds simplificada:
∂ 3 ∂p
∂
∂p
∂h
(h
) + (h3 ) = 6Uη
∂x
∂x
∂y
∂y
∂x
(4.23)
Aproximação à chumaceira larga
30
Fig. 4.5
Neste caso considera-se que só há variação da pressão na direcção do movimento das placas,
ou seja,
∂p
= 0.
∂y
E a equação de Reynolds virá:
∂ 3 ∂p
∂h
(h
) = 6Uη
∂x
∂x
∂x
(4.24)
e integrando:
h3
∂p
= 6Uηh + C
∂x
(4.25)
Estabelecendo agora condições fronteiras, dado que há um ponto de pressão máxima, isto é
de gradiente nulo,
∂p
= 0 ; e onde a espessura do filme é h = h , da equação (4.25) virá:
∂x
e a equação de Reynolds sob a forma unidimensional será a equação da pressão para
C = −6Uηh
uma chumaceira longa:
∂p
h−h
= 6Uη 3
∂x
h
(4.26)
Convencionou-se que a velocidade U é negativa.
Aproximação à chumaceira estreita
Neste caso vamos assumir que o gradiente da pressão que actua ao longo do eixo dos xx’ , é
muito menor que ao longo do eixo dos yy’ , o que se traduz matematicamente por:
Esta situação é patente na Fig. 4.6
∂p
∂p
<<
∂x
∂y
31
Fig. 4.6
Michell observou que numa chumaceira de comprimento finito o fluxo era mais
influenciado pelos gradientes de pressão perpendiculares ao deslocamento, que pelos
gradientes da pressão na direcção do deslocamento. Partiu-se então para a dedução da
formula para a pressão hidrodinâmica.
L << B
∂p
∂p
<<
∂x
∂y
∂ 3 ∂p
∂h
(h
) = 6Uη
∂y
∂y
∂x
Da equação (4.23) virá:
(4.27)
Integrando e considerando que h ≠ f(y), virá:
6Uη dh y 2
p= 3
+ C1 y + C 2
h dx 2
(4.28)
De acordo com o que se pode ver na Fig. (4.6) as condições fronteiras são:
L
2
p=0
para y = ±
∂p
=0
∂y
para y = 0 ( onde p é máximo )
então as constantes virão:
C1 = 0
e
C2 = −
3Uη dh L2
h3 dx 4
Substituindo as constantes teremos a equação da distribuição da pressão para uma
chumaceira estreita:
3Uη dh 2 L2
p= 3
(y − )
h dx
4
(4.29)
Verifica-se que a aproximação a uma chumaceira estreita é aceitável para valores de
, sendo a aproximação a chumaceira longa indicada para valores de
valores intermédios
de
1 L
< <3
3 B
aplicam-se
soluções
L 1
<
B 3
L
> 3 , para
B
computadorizadas
de
chumaceiras finitas.
32
4.2Parâmetros da chumaceira obtidos a partir da equação de Reynolds
Muitos dos parâmetros de projecto mais importantes tais como a distribuição da
pressão, capacidade de carga, força de atrito, coeficiente de atrito e fluxo de óleo são obtidos
por simples integração. Assim teremos:
Distribuição de pressão
Obtém-se integrando a equação de Reynolds para uma dada geometria da película
lubrificante expressa por uma função h = f (x,y). A distribuição da pressão no filme é função da
geometria da chumaceira, viscosidade do lubrificante e velocidade.
Capacidade de carga
Obtém-se pela integração da equação da distribuição da pressão na área da
chumaceira. Se a carga na chumaceira variar, a geometria da película mudará de forma a
reequilibrar o campo de cargas e pressão. A carga que uma chumaceira suportará para uma
dada geometria da película lubrificante será dada por:
W =∫
L
∫
0
B
pdxdy
0
(4.30)
A formula que se obterá para a capacidade de carga virá em função da geometria da
chumaceira, viscosidade do lubrificante e velocidade.
Força de atrito
A foça de atrito obtém-se pela integração da tensão de corte τ
para a área da
chumaceira. Assumimos portanto que esta força de atrito provém exclusivamente da
viscosidade do fluído. A força de atrito gerada por um contacto hidrodinâmico virá expressa por:
F = ±∫
L
0
∫
B
0
τdxdy
(4.31)
O sinal ± refere-se às forças que actuam nas superfícies inferior e superior. O sinal positivo
indica que a força de atrito actua na direcção contraria à da velocidade, e o sinal negativo que
tem sentidos iguais.
Dado que a carga faz um ângulo com a vertical há uma componente resultante w tg α que
33
actua na direcção oposta à velocidade.
Fig. 4.7
É por este motivo que a força de atrito que actua na superfície superior é menor que a força
que actua na superfície inferior, que é a que se desloca. O conhecimento da força de atrito é de
extrema importância para o projecto de chumaceiras pois permite optimizar a sua geometria.
Coeficiente de atrito
O coeficiente de atrito é calculado a partir do quociente entre a força de atrito e a carga, sendo
dado pela fórmula:
F
µ=
=
W
L
B
0
L
0
B
0
0
∫ ∫
∫ ∫
τdxdy
(4.32)
pdxdy
Os parâmetros da chumaceira deverão ser optimizados para darem um valor mínimo
para o coeficiente de atrito. O que se traduzirá em muitos casos pela diminuição do tamanho da
chumaceira de forma a permitir uma pressão hidrodinâmica tão elevada quanto possível.
Caudal de lubrificante
Obtém-se a partir da integração das expressões do caudal q x e q y nas direcções principais.
As percas de lubrificante na chumaceira virão então expressas por :
Qx =
∫
L
0
qx dy
e
Qy =
∫
L
0
q y dx
(4.33)
O caudal do lubrificante é extremamente importante no funcionamento da chumaceira, dado
que deverá haver óleo suficiente para alimentar o fluxo hidrodinâmico a fim de evitar gripagem.
Considerações gerais
O mesmo método analítico pode ser aplicado á análise de todas as chumaceiras de
tipo hidrodinâmico, desde que se tenha em conta a sua geometria. A primeira fase dos cálculos
será a definição da geometria da chumaceira, partindo então para a integração da equação de
Reynolds a finde determinar as:
Distribuição de pressão
Capacidade de carga
Força de atrito e
Caudal
A grande vantagem da análise hidrodinâmica é que é concisa e simples adequando-se o
mesmo procedimento a todas as geometrias de chumaceiras.
34
4.3 Chumaceiras planas infinitas
Vamos começar por estudar as chumaceiras planas de largura (dimensão
perpendicular ao deslocamento) infinita, por ser a geometria de mais fácil análise. Considera—
se que este tipo de geometria está presente quando se verifica
L
>3 .
B
Fig. 4.8
Geometria da chumaceira
Como primeiro passo vamos definir a geometria da chumaceira, h = f(x). Da
observação da fig. 4.8, verifica-se que:
h = h0 + x.tgα e h = h0 + x
a
h1 − h0
=K
h0
h1 − h0
B
ou
h = h0 .(1 +
h1 − h0 x
. )
h0 B
chamaremos Razão de Convergência
x
h = h0 .(1 + K . )
B
e (4.34) virá sob a forma de
(4.34)
(4.35)
(4.36)
Distribuição da pressão
A distribuição da pressão é calculada através da integração da equação de Reynolds,
que dado a variação determinante da pressão se dar segundo o eixo dos xx’ , será expressa
pela equação (4.26). Se escolhermos integrar a equação em ordem a h teremos a partir de
(4.36):
dh =
h0 K
B
dx → dx =
dh
B
h0 K
(4.37)
35
e a equação (4.26) virá dada por:
∂p
∂
= 6Uη
h−h
h
3
d
Kh0
h−h
p = 3 dh
6UηB
h
(4.38)
Integrando tendo em conta as condições fronteiras, que de acordo com o que se pode observar
na fig. 4.8 são :
p=0
em
h = h0
p=0
em
h = h1
virá que:
p=
6UηB 1 h0 ( K + 1)
1
(− + 2 .
)
+
Kh0
h h ( K + 2) h0 ( K + 2)
(4.39)
se considerarmos p* , a grandeza adimensional dada por:
∂ p
∂ x
=
6 U η
−
h
h
h
3
(4.40)
teremos como equação a pressão a expressão:
p=
6UηB
p*
Kh02
(4.41)
Verifica-se agora facilmente que a pressão hidrodinâmica p :
•
É proporcional à velocidade de deslocamento;
•
É proporcional ao comprimento da chumaceira (dimensão no sentido do deslocamento)
•
É inversamente proporcional ao quadrado da espessura mínima do filme
Capacidade de carga
A carga total que a chumaceira poderá suportar, dada a geometria para a película
lubrificante é obtida a partir da integração da distribuição da pressão (4.30)numa dada área da
chumaceira. Se exprimirmos esta formula em função da unidade de comprimento teremos:
W
=
L
∫
B
0
pdx
(4.42)
e se substituirmos p pelo seu valor teremos:
W 6UηB B
1 h ( K + 1)
1
(− + 02 .
)dx
=
+
∫
L
Kh0 0
h h ( K + 2) h0 ( K + 2)
(4.43)
se fizermos agora a integração em h tendo em conta (4.37), obteremos, tendo em conta que:
em x = 0
h = h0
e
em x = B h = h1
36
W 6UηB 2
= 2 2
L
K h0
∫
h1
h0
1 h ( K + 1)
1
(− + 02 .
)dh
+
h h ( K + 2) h0 ( K + 2)
(4.44)
e a carga por unidade de comprimento da chumaceira virá:
W 6UηB 2
= 2 2
L
K h0

2K 
− ln( K + 1) +

( K + 2) 

(4.45)
Se diferenciarmos W em ordem a K e igualarmos a zero iremos obter o valor de K que
optimiza W, para a 2ª derivada positiva. O que se verifica para :
K = 1,2 e
h1
= 2,2
h0
(4.46)
Força de atrito
A força de atrito gerada na chumaceira deve-se ao atrito interno do lubrificante e é obtida
integrando o esforço de corte para a área da chumaceira eq.
Sendo que a força de atrito
por unidade de comprimento será:
B
F
= ± ∫ τdx
0
L
tendo em atenção as equações
(4.47)
(4.5) , (4.8)
e (4.47) , teremos:
B h ∂p
B Uη
F
= −∫
τdx − ∫
τdx
0 2 ∂x
0 h
L
(4.48)
e resolvendo a integração teremos:
6
4 ln( K + 1)
F UηB
=
.(
−
)
L
h0 ( K + 2)
K
(4.49)
A partir da força de atrito e da capacidade de carga poderemos determinar facilmente o
coeficiente de atrito:
F
µ= L
W
L
µ=
Kh0 3K − 2( K + 2)4 ln( K + 1)
.
B 6 K − 3( K + 2) ln( K + 1)
(4.50)
ou
µ=
h0
.µ *
B
(4.51)
37
µ* = K .
em que
3K − 2( K + 2)4 ln( K + 1)
6 K − 3( K + 2) ln( K + 1)
(4.52)
Se derivarmos µ* em ordem a K e igualarmos a zero, obtém-se o valor de:
K = 1,55
valor de K para o menor coeficiente de atrito
pois que se verifica ainda ser a 2ª derivada negativa, indicando que se trata de um mínimo para
µ* .
Verificámos anteriormente que a maior capacidade de carga W ocorre para K = 1,2
tendo-se agora verificado que o menor coeficiente de atrito se verifica para K = 1,55 .
No projecto de chumaceiras deveremos ter portanto valores de :
1,2 < K < 1,55
a fim de obtermos as melhores características para a chumaceira.
fig. 4.9
Caudal
O cálculo do caudal de lubrificante é um factor de projecto muito importante, dado que para que
haja separação das superfícies por uma película hidrodinâmica, o caudal de lubrificante terá de
ser suficiente.
Se um excesso de lubrificante é fornecido, então verificam-se percas por atrito
provocadas pela agitação do lubrificante, estas percas são significativas e poderão ser
superiores às percas por atrito na chumaceira.
Um caudal correcto é necessário para prevenir tanto o sobreaquecimento por escassez
de lubrificante, como por excesso do mesmo.
Numa chumaceira infinitamente longa podemos considerar qy = 0 , e então o fluxo de
lubrificante será calculado através da integração do fluxo por unidade de comprimento qx .
De (4.33)
L
Q x = ∫ (−
0
h 3 ∂p
h
. + (U 1 + U 2 ) )dy
12η ∂x
2
(4.53)
38
Pelas condições fronteiras, como se pode observar da fig. 4.8 , teremos
∂p
= 0 para
∂x
h = h , ponto em que a pressão é máxima, e o resultado da integração de (4.53) virá:
Qx
K +1
= Uh0 .
L
K +2
(4.54)
Verifica-se portanto que o fluxo de lubrificante é determinado pela velocidade de
deslizamento e pela geometria, mas não pela viscosidade ou comprimento no sentido do
deslocamento.
4.4 Chumaceiras planas finitas
A aproximação à chumaceira longa, permite estimativas adequadas nas capacidade de
carga e atrito para relações de L / B > 3 .
As chumaceiras com 1 / 3 < L / B < 3 designam-se por chumaceiras finitas. Para este
tipo de chumaceiras, todos os parâmetros importantes tais como a pressão, capacidade de
carga, força de atrito e fluxo do lubrificante são usualmente determinados por métodos
numéricos.
Nalguns casos porém é possível deduzir expressões analíticas para a capacidade de
carga e outras chumaceiras planas finitas. Estas fórmulas tiveram especial aplicação antes do
desenvolvimento dos computadores e a utilização dos métodos numéricos.
Um dos inconvenientes dos métodos analíticos é a impossibilidade de considerar
factores adicionais, como o aquecimento do lubrificante.
Actualmente aconselha-se a aplicação de dados provenientes do cálculo por análise
numérica. Estes dados estão habitualmente disponíveis em gráficos e tabelas.
Fig. 4.10
39
Na Fig. 4.,10 está representado um gráfico da variação da capacidade de carga com a
razão de convergência para vários valores de L / B em chumaceiras planas.
A variável considerada é um coeficiente de carga:
6W * =
W / L h0
ηU B 2
As capacidades de carga são calculadas a partir dos valores estabelecidos para L / B .
O valor da capacidade de carga por unidade de comprimento W / L é obtido a partir do gráfico,
B 2Uη / h02 .
multiplicado pelo factor
Pode-se inferir da análise do gráfico que para L / B menores a capacidade de carga
das chumaceiras é menos sensível às mudanças da relação
variações contínuas de
h1
tornando-se mais estável. As
h0
h1
com a carga põe alguns problemas a este tipo de chumaceiras.
h0
4.5 Chumaceiras radiais
As chumaceiras radiais são componentes mecânicos muito usuais e equipam quase
todos os tipos de máquinas. Os motores de combustão interna e turbinas dependem das
chumaceiras para obterem uma alta eficiência e fiabilidade.
Uma chumaceira radial consiste num veio a rodar num casquilho fixo. O filme
hidrodinâmico que suporta o peso é gerado entre as superfícies em movimento do veio e
casquilho.
Na análise das chumaceiras radiais há dois aspectos fundamentais a considerar.
O primeiro refere-se á análise básica da capacidade de carga, atrito e caudal de
lubrificante como uma função da carga, velocidade e outros parâmetros de controlo.
O segundo aspecto refere-se a problemas práticos ou operacionais, tais como:
•
Processo de fornecimento do lubrificante;
•
Desenho da chumaceira para suprimir vibrações e cavitação;
•
Desenho da chumaceira para permitir desalinhamentos ;
•
Aquecimento do lubrificante por atrito
Na determinação dos parâmetros principais, começa por se definir a geometria do filme e
aplicar a equação de Reynolds a fim de determinar as equações da pressão e capacidade de
carga.
Geometria da chumaceira
Comecemos por observar a geometria associada à chumaceira.
40
Fig. 4.11
Fig. 4.12
O S A = OS C + C A = O S B + B A
c = R1 – R2 -folga
e cos θ + R1 cos α = R2 + h
h = e cos θ + R1 cos α - R2
dado que:
(4.55)
e
R
e
= 1 → sen α = sen θ
sen α sen θ
R1
sen 2 α + cos 2 α = 1
2
 e 
cosα = 1 −   sen 2 θ
 R1 
Para,
e
<< 1 → cosα ≈ 1
R1
E, (4.55) virá:
h = e cos θ + R1 - R2 = e cos θ + C
(4.56)
C é a folga R1 - R2 [m]
e finalmente:
ε=
h = C ( 1 + ε cos θ )
(4.57)
e
- relação de excentricidade ou excentricidade relativa. (4.58)
C
(4.57) descreve a forma do filme nas chumaceiras radiais com uma precisão de 0,1%.
Distribuição da pressão
Na maior parte das chumaceiras radiais onde o comprimento axial é menor que o
diâmetro do veio, o gradiente de pressão ao longo de yy’ é muito maior que o gradiente de
pressão ao longo de xx’. Estamos portanto perante um caso em que a aproximação à
chumaceira estreita deverá ser aplicada.
41
Esta aproximação dá resultados fiáveis para valores de L / D < 1 / 3 . Vamos então
utilizar a fórmula de Reynolds unidimensional para a aproximação à chumaceira estreita, que é
dada por (4.29):
p=
2
3Uη dh 2 L
−
y
(
)
h3 dx
4
(4.59)
em que L é o comprimento da chumaceira ao longo do eixo dos yy’.
x = R θ dx = R dθ
p=
3Uη 1 dh 2 L2
(y − )
4
h 3 R dθ
(4.60)
diferenciando (4.57) vem que:
dh = −cε sen θdθ
3Uηε sen θ
L2
( − y2)
p=
2
3
Rc (1 + ε cos θ ) 4
(4.61)
(4.62)
Capacidade de carga
A capacidade de carga total que a chumaceira poderá suportar, calcula-se a partir da
integração da pressão em torno da chumaceira. A carga é usualmente calculada a partir de
duas componentes, uma que tem a direcção dos centros do veio e do casquilho e outra
perpendicular a esta. Este método permite o cálculo do ângulo entre a linha de centros e a
linha de carga.
Como ser mostra o veio move-se sempre de um ângulo em relação à linha de carga
(vertical), este ângulo designa-se por “ ângulo de posição “ e resulta da intersecção da linha
que contém a espessura mínima de filme e os centros do veio e casquilho com a linha de carga
Fig. 4.13
Consideremos o elemento de área R dθ dy em que y é normal ao plano da figura. O
incremento da força hidrodinâmica provocada pela pressão neste elemento de área é p R dθ
dy cujas componentes são:
p R dθ dy cosθ
p R dθ dy senθ
E as componentes que actuam na linha de centros serão:
42
π
W1 = ∫
0
π
W1 = ∫
0
L
2
L
−
2
∫
+
L
2
L
−
2
∫
+
π
W2 = ∫
pR cosθdθdy
0
L
2
L
−
2
∫
3Uηε
3UηεR sen θ . cosθ L2
( − y 2 )dθdy =
2
3
4
Rc (1 + ε cosθ )
c2
+
pR sen θdθdy
L
2
L
−
2
π
∫ ∫
0
+
(4.63)
L2
sen θ . cosθ
d
(
− y 2 )dy
θ
3
4
1 + ε cosθ )
(4.64)
π
W2 = ∫
0
L
2
L
−
2
∫
+
3UηεR sen 2 θ L2
3Uηε
( − y 2 )dθdy =
2
3
Rc (1 + ε cosθ ) 4
c2
π
L
2
L
−
2
∫ ∫
0
+
sen 2 θ
L2
dθ ( − y 2 ) dy (
3
4
1 + ε cos θ )
4.65)
E a solução virá:
W1 = −
UηL3ε 2
c 2 (1 − ε 2 ) 2
W2 = −
UηεπL3
4c (1 − ε )
2
2
3
(4.66)
2
A carga total que a chumaceira suportará virá dada por:
W = W12 + W22
Capacidade de carga
π 16
UηL3ε
( 2 − 1)ε 2 + 1
W = 2
2 2
c (1 − ε ) 4 π
(4.67)
Esta formula pode ainda escrever-se da seguinte forma:
1
πε
Wc 2 4 R 2
=
(0,621.ε 2 + 1) 2
2
2
2 2
(1 − ε )
LUηR L
(4.68)
Introduzindo a variável ∆ - número de Sommerfield ou Parâmetro de esforço, tal que:
∆=
W c 2
( )
LUη R
(4.69) , vem: ∆ (
1
πε
D 2
) =
(0,621.ε 2 + 1) 2
2 2
(1 − ε )
L
(4.70)
Pode ver-se a relação entre ∆ e ε no gráfico da fig 4.32.
Os números de Sommerfield para uma excentricidade dada e uma relação L/D, são dados no
gráfico permitindo determinar os valores para a solução mais favorável.
O valor óptimo para a excentricidade ε é 0,7 ; verificando-se que valores superiores para a
excentricidade, produzem desalinhamentos, enquanto valores inferiores estão associados ao
aparecimento de vibrações, aumento de atrito e temperatura do lubrificante.
Fluxo de lubrificação
Para chumaceiras estreitas a equação do caudal é simplificada dado que
qx =
∂p
=0 e
∂x
Uh
, vindo a equação do caudal dada por:
2
L
L
0
0
Q x = ∫ q x dy = ∫
Uh
UhL
dy =
2
2
43
Qx =
UL
c(1 + ε cosθ )
2
Fig. 4.14
Sabe-se que o lubrificante entra na chumaceira em θ = 0 e h = h1 e sai na zona em
que θ = π e h = h0.
Substituindo estas condições fronteiras teremos que o caudal que entra
em θ = 0 virá dado por, Q x =
UL
c(1 + ε ) .
2
E o caudal que sai em θ = π virá dado por,
Q0 =
UL
c(1 − ε ) . Assim sendo o caudal
2
necessário para compensar as perdas virá, Q = Q1 – Q0
Q=UcLε
44
5
Impurezas e contaminantes
De acordo coma utilização do lubrificante assim as várias impurezas e contaminantes
afectarão mais ou menos o sistema a que pertencem.
•
O conteúdo em água de um lubrificante é a quantidade de água presente, podendo ser
medida em p.p.m. partes por milhão, percentagem em volume ou percentagem em peso.
Os processos utilizados para a sua determinação poderão ser por centrifugação, destilação
ou voltâmetria. A presença de água num óleo dá-lhe propriedades corrosivas em relação
no meio em que circula e provoca a oxidação prematura do próprio óleo, verifica-se ainda
que perde propriedades como lubrificante pois diminui a sua capacidade de carga. O
conteúdo de água no óleo deverá ser inferior a 0,2% em lubrificantes de turbinas a vapor, a
0,1% em lubrificantes de sistemas hidráulicos e deverá ser inferior a 35 p.p.m.
em
sistemas dieléctricos como é o caso de transformadores eléctricos.
•
O conteúdo em enxofre
tem efeitos benéficos no funcionamento a altas pressões e
temperaturas e efeitos adversos por potênciar a presença de compostos corrosivos.
•
O conteúdo em cloro deverá ter um nível óptimo no lubrificante pois em excesso confere
propriedades corrosivas e em falta retira propriedades anti-atrito e anti-desgaste ao
lubrificante. O teor de cloro nos lubrificantes está a ser reduzido devido às suas
propriedades cancerigenas .
•
A presença de gases dissolvidos ocorre especialmente em sistemas hidráulicos, conferido
propriedades compressíveis ao fluído que são indesejáveis. Outra consequência da
presença de ar nos sistemas hidráulicos é o efeito Diesel que consiste na ocorrência de
micro-explosões causadas pela mistura dos produtos voláteis do óleo com o ar nele
misturado a altas pressões. O óleo toma então um aspecto enegrecido pela presença de
partículas de carbono resultantes da combustão dos seus vapores.
45
6 Filtragem de lubrificantes
Muito se pode fazer para eliminar as impurezas existentes nos lubrificantes e evitar o
agravamento desnecessário das suas condições de trabalho e respectivas consequências. É
contudo impossível evitar a contaminação e deterioração dos óleos. Por isso torna-se
necessário a sua purificação para o que se recorre ao uso de filtros.
Os filtros podem ser estáticos, quando não têm partes móveis, sendo constituídos por
uma malha que tem como função impedir a passagem de corpos sólidos de bitola superior
àquela para que o filtro foi construído, e centrífugos, quando utilizam a centrifugação do fluido a
filtrar como parte do processo de depuração; este tipo de filtro é muito utilizado em filtros de
gasóleo para separar, especialmente, a água, sendo no entanto também utilizado em filtros de
óleo
.
6.1 Sistemas de filtragem
Quando se pretende escolher um filtro para óleo, teremos de ter em conta
essencialmente dois parâmetros:
•
caudal a ser filtrado
O caudal a filtrar pode variar muito dependendo das dimensões dos sistemas e dos
tipos de filtragem a que está associado.
•
grau de filtragem a executar
O grau de filtragem está associado com o nível de depuração que se deseja para o
sistema e que dependerá muito de se tratar de um motor, de uma transmissão, de um sistema
hidráulico, etc..
Para purificação dos óleos são usados tanto métodos de fluxo total, “full flow”, como
tratamentos parciais, utilizando instalações
de purificação em derivação, “by pass”, ou
utilizando tratamentos de lotes retirados do sistema.
•
Purificação em fluxo total, “full flow “
Neste método, todo o óleo em circulação no sistema passa através do filtro. Esta
característica, em grandes sistemas, obriga à utilização de filtros de grande caudal. A filtragem
faz-se antes de o óleo ir ao refrigerador e ao motor. O filtro opõe uma certa resistência à
passagem do óleo, verificando-se uma quebra de pressão entre a entrada e a saída do filtro.
Para uma dada área de superfície de filtragem e para um determinado débito, quanto mais fino
é o filtro maior é a resistência que oferece à passagem do óleo e maior é a queda de pressão.
Para garantir um mínimo de resistência, o grau de filtragem é limitado pelas condições
46
impostas por estes factores, sendo apenas possível a utilização de filtros muito finos quando os
débitos são muito baixos.
Durante o trabalho do motor, a acumulação de substâncias filtradas pode entupir o
filtro, tornando necessário a substituição periódica ou limpeza dos elementos. Há equipamentos
em que a acumulação de resíduos pode ser muito rápida, colmatando seriamente o filtro. Para
evitar interrupções de lubrificação, os filtros em fluxo total são equipados com um “by-pass” que
actua para certos valores de queda de pressão no filtro (figura 6.1).
Fig. 6.1
Um sistema de purificação de fluxo total convencional é constituído por um filtro
primário, de rede, na zona de aspiração da bomba de óleo, que se destina a proteger a bomba
da entrada de impurezas de maior calibre, uma bomba de óleo de carretos para circulação do
óleo por todo o circuito de lubrificação e um filtro secundário de elementos em celulose, a
jusante da bomba, para depuração do óleo. O filtro secundário encontra-se no exterior do
cárter e por ele passa a totalidade do óleo. Para precaver a possibilidade de obstrução do filtro
com impurezas, existe nele uma válvula de derivação que se abre quando a pressão através do
filtro excede determinados valores, que se situam entre os 0,7 e 1,5 Kg/cm2.para motores de
pequena e média potência Esta válvula também se abre quando o óleo está frio e, portanto,
mais viscoso.
O elemento filtrante mais usado actualmente é o papel impregnado de resina, que não
é reutilizável, devendo ser substituído periodicamente.
Na figura 6.2 apresenta-se um exemplo do posicionamento do filtro no circuito de
lubrificação bem como a configuração e percurso interno do óleo no filtro.
47
Fig. 6.2
•
Purificação em fluxo parcial , “ by-pass “
Neste tipo de purificação só uma parte do óleo em circulação no sistema é retirado
para purificação.
Este método (figura 6.3), dado que trabalha menores caudais, permite uma purificação
muito mais fina por filtragem ou centrifugação, sendo o óleo seguidamente devolvido à
circulação principal. O método de purificação em fluxo parcial deve ser associado a sistemas
em fluxo total, pois, por si só, não garantiria o débito necessário de óleo purificado. Este
processo permite uma purificação fina e contínua de grandes quantidades de óleo.
48
Fig. 6.3
•
Purificação por lotes
Os processos de purificação do óleo anteriormente descritos aumentam-lhe a sua vida
útil mas não evitam a sua deterioração progressiva; assim é usual a purificação por lotes,
levada a cabo por entidades acreditadas, que, ao utilizarem as técnicas de purificação
anteriormente descritas e dadas as características das suas instalações, conseguem
purificações de muito melhor qualidade. Pode ainda utilizar-se a re-refinação que é um
processo que restitui ao óleo características muito próximas do seu estado de novo.
6.2Tipos de filtros
De acordo com o tamanho e consequente potência dos motores, mas também de
acordo com os combustíveis e ciclos termodinâmicos que utilizam, as exigências de depuração
tornam-se diferentes e próprias de cada tipo de motor e de cada tipo de purificação.
Vamos estudar alguns tipos de filtros mais usuais.
•
Filtros metálicos
Nos filtros metálicos o elemento filtrante é uma rede metálica. Em grandes instalações há filtros
contendo redes ou discos sobrepostos com elementos de lã de aço; retêm as partículas
maiores, como poeiras metálicas e outras, mas deixam passar contaminantes de menor
granulometria, tais como produtos de oxidação insolúveis. O filtro que apresentamos como
exemplo na figura 6.4 pode ser limpo em serviço, conforme se pode ver.
49
Fig.6.4
A figura 6.5 mostra outro tipo de filtro metálico. Trata-se de um filtro de rede indicado
para vários tipos de aplicação.
Fig. 6.5
50
•
Filtros de tipo absorvente
Estes filtros são mais eficientes que os metálicos, sendo constituídos por elementos
contendo matérias muito finamente pulverizadas, papéis embebidos em resinas, aglomerados
de fibras, algodão, feltros (figura 6.6) ou outros tecidos. Estes filtros para além de reterem as
partículas de maior dimensão também retêm as partículas de menor granulometria insolúveis
nos óleos. Nenhum destes filtros retém produtos contaminantes solúveis no óleo.
Fig. 6.6
Para o tratamento de óleos em “by-pass“, os filtros usados costumam possuir
elementos constituídos por aparas de algodão, papéis ou aparas de celulose ou madeira, tendo
na grande maioria dos casos uma acção puramente mecânica. Nos filtros de velas (discos
comprimidos de papel especial), o óleo quente é forçado a passar entre os discos de papel,
muito comprimidos uns contra os outros, acumulando-se a sujidade na periferia
dos
elementos. A limpeza faz-se cortando a passagem de óleo, injectando ar em contracorrente e
sangrando o sistema (figura 6.7).
51
Fig. 6.7
•
Centrifugadores
Os depuradores centrífugos (figura 6.8) são muito usados para purificação em “bypass “. A centrifugadora trabalha como uma depuradora, com saída de dois fluidos, óleo e
água, e não como um elemento clarificador com a saída de um único fluido (figura 6.9). Nos
grandes motores marítimos e industriais a água é muitas vezes o contaminante principal,
sendo necessário prever a sua remoção. Nestes filtros juntamente com a remoção da água são
também removidos muitos resíduos sólidos.
52
Fig. 6.8
Fig. 6.9
53
7
Massas lubrificantes
Uma massa lubrificante é uma substância formada por um agente espessante e por um
óleo base convenientemente aditivado de forma a melhorar as suas características. O agente
espessante confere à massa uma estrutura tridimensional porosa, semelhante à estrutura de
uma esponja, que retém o lubrificante entre os seus poros. A consistência de uma massa
aumenta proporcionalmente com a quantidade de espessante existente.
A função do espessante é a de actuar de uma forma permeável, como se fosse um
depósito de óleo, permitindo a sua libertação de modo a que possa lubrificar as superfícies
metálicas durante o funcionamento e permitindo também a sua absorção quando já não for
necessário, a fim de evitar fugas e perdas por evaporação, actuando como se de uma esponja
se tratasse.
7.1 Espessantes
Os espessantes classificam-se em duas categorias, espessantes de sabão e
espessantes sem sabão, com processos de fabrico distinto. Os sabões são obtidos através de
uma reacção de uma substancia alcalina, normalmente um hidróxido metálico, com ácidos
gordos, conhecida como saponificação. Como o sabão obtido é de natureza inorgânica, as
moléculas do espessante são só parcialmente solúveis no óleo. O resultado obtido é uma
malha tridimensional microscópica formada por fibras de 4 a 10 µm, que retêm o lubrificante.
Por outro lado, são igualmente utilizados outros espessantes para formar a “esponja”
que retém o óleo. Utiliza-se normalmente uma argila micronizada ou então outras substancias
minerais finamente dispersas.
A quantidade de espessante varia desde 2%, para algumas massas semi-fluidas, até
aproximadamente 25%, para massas mais consistentes. O sistema utilizado para classificar a
consistência é definido pela penetração produzida por um cone padrão sobre uma amostra de
massa.
Dependendo da profundidade de penetração do cone, a massa é classificada num dos
9 níveis da escala definida pelo NLGI (National Lubricating Grease Institute), que varia entre
000, para massas mais fluidas, e 6, para as de maior consistência .
54
Tabela 7.1
Classificação de massas
Grau de consistência NLGI
ASTM D 217
Grau NLGI
Penetração do Cone
445 a 475
000
400 a 430
00
310 a 340
1
265 a 295
2
220 a 250
3
175 a 205
4
130 a 160
5
Consistência da
massa
Semi-fluida
Dura
7.2 Óleos Base
Numa massa podem ser utilizados vários tipos de óleo de base. As massas
convencionais possuem um óleo de base mineral, mas outras massas para aplicações mais
severas, podem possuir alguns tipos de óleos sintéticos.
Nas aplicações usuais, um óleo mineral convencional é suficiente para garantir uma
lubrificação eficiente
em termos de custo e beneficio. No entanto, nos casos em que as
condições de lubrificação são severas, uma massa com óleo de base sintético poderá ser um
investimento rentável.
7.3
Aditivos
Tal como nos lubrificantes, também nas massas se utiliza uma grande variedade de
aditivos a fim de melhorar as suas características. Aditivos sólidos anti-desgaste, tais como a
grafite ou o bisulfureto de molibdénio, aditivos de extrema pressão, de adesividade e inibidores
da corrosão. Todos eles se encontram no seio do óleo base, movendo-se com ele através da
estrutura da massa, de modo a alcançar todas as superfícies metálicas que devem ser
lubrificadas.
55
7.4Compatibilidade de Massas
Duas massas são incompatíveis quando os seus óleos base ou os seus espessantes
são incompatíveis. Da mesma forma que os lubrificantes sintéticos do tipo poliglicol são
incompatíveis com os lubrificantes minerais, uma massa com óleo base do tipo poliglicol
também será incompatível com uma massa cujo óleo base seja mineral. Os espessantes
podem de igual forma, em alguns casos, ser incompatíveis entre sí. A titulo de exemplo, basta
dizer que as massas com espessantes de cálcio são incompatíveis com todas as outras. É
também esta uma razão pela qual este tipo de massas está a desaparecer progressivamente
do mercado.
7.5Condições de aplicação de massas
Será que se opta por uma lubrificação com massa porque uma massa lubrifica melhor
que um óleo? De facto uma massa lubrificante não lubrifica melhor nem pior que um óleo,
simplesmente lubrifica de modo diferente.
A escolha de uma massa em vez de um óleo vai depender de muitos factores mas, em
geral, iremos escolher como lubrificante uma massa, quando factores como dificuldades de
aplicação, período de relubrificação ou necessidade de vedação têm uma grande influência.
No que diz respeito às prestações, podemos obter resultados semelhantes de
protecção anti-desgaste e anti-corrosão tanto com uma massa como com um óleo. De facto, é
o óleo base que as massas contêm que lhes proporciona as suas características e prestações
como lubrificante.
56
8 Lubrificantes sintéticos
Os óleos lubrificantes podem proceder de três origens básicas, a biológica, a mineral e
a sintética.
Na primeira metade deste século, os óleos sintéticos foram inicialmente desenvolvidos
por países que tinham dificuldade na obtenção de óleo mineral. Inicialmente estes óleos eram
caros e tinham pouca aceitação.
É na segunda metade deste século, que os óleos de origem sintética são
desenvolvidos artificialmente para substituir os óleos minerais, pela necessidade de obter
lubrificantes com características superiores, tais como a resistência a elevadas temperaturas,
ou poder operar a muito baixas temperaturas.
A utilização dos óleos sintéticos acentuou-se gradualmente, em áreas em que a
utilização dos óleos minerais não satisfazia.
Apesar de muitos factores positivos como a disponibilidade a baixo preço, os óleos
minerais, também têm grandes defeitos, como a fácil oxidação e a perda de viscosidade a altas
temperaturas, combustão ou explosão na presença de agentes oxidantes e solidificação a
baixas temperaturas.
Estas características dos óleos minerais são proibitivas para algumas aplicações, tais
como em turbinas de gás onde è requerido um lubrificante de alta temperatura mas onde
ocasionalmente podem ocorrer temperaturas muito baixas.
Noutras aplicações como bombas de vácuo ou motores de reacção (propulsão a jacto),
è necessário um lubrificante pouco volátil, nas industrias alimentares e farmacêuticas são
necessários lubrificantes não tóxicos, etc.
8.1 A necessidade de lubrificantes com melhores performances
Nos últimos anos tem-se sentido uma forte procura de lubrificantes de alta
performance, especialmente na industria da aeronáutica com os mais modernos motores de
reacção. Isto fez desenvolver os lubrificantes sintéticos que podem manter-se a elevadas
temperaturas sem se decomporem, e ao mesmo tempo terem um baixo risco de combustão.
A tendência actual das maquinas para operar a elevadas temperaturas veio criar um
interesse acrescentado neste tipo de lubrificantes.
Os óleos sintéticos de maior utilização são essencialmente de 3 tipos :
- Lubrificantes de hidrocarbonetos sintéticos
- Silicones
- Hidrocarbonetos halogenados.
Todos os óleos sintéticos disponíveis no mercado têm uma destas categorias
genéricas.
57
Estes três grupos de Lubrificantes Sintéticos têm características diversificadas, que
justificam esta divisão. Assim teremos :
•
Hidrocarbonetos sintéticos que produzem um lubrificante de preço próximo do óleo mineral
mas de performances superiores.
•
Silicones que são resistentes a temperaturas extremas e vácuo mas que não proporcionam
uma boa absorção ou uma lubrificação de extrema pressão, sendo caros.
•
Hidrocarbonetos halogenados que têm boas características de lubrificação com
mecanismos de absorção e lubrificação de pressão extrema, resistindo ainda a
temperaturas extremas e ataques químicos, mas que também são caros.
8.2 A aplicação de óleos sintéticos em engrenagens
O emprego de óleos sintéticos para engrenagens, produzidos a partir de poliolefinas,
permitiu consideráveis poupanças de energia, assim como um grande incremento da vida útil
dos lubrificantes, em muitas unidades fabris bem como em sistemas críticos.
As poliolefinas são os lubrificantes sintéticos de aplicação genérica. A sua formula geral
[ - CH2 - ]n e consiste numa cadeia recta de carbono, com um carbono não saturado num dos
extremos da cadeia.
Hoje dispõe-se de uma enorme gama de lubrificantes sintéticos para aplicações
industriais, estando em aplicação nas engrenagens há mais de 10 anos. Como aconteceu com
outros lubrificantes sintéticos, o impulso para o seu desenvolvimento teve origem na
complexidade crescente das aplicações.
Nos últimos 15 anos os valores nominais das potências em cv das engrenagens
industriais quase que duplicaram. Este incremento das potências originou temperaturas de
serviço mais elevadas, com repercussão no tempo de vida dos lubrificantes das engrenagens
industriais convencionais baseados em óleos minerais.
Começou por se verificar o desenvolvimento dos lubrificantes sintéticos para satisfazer
a procura de temperaturas de serviço mais elevadas, bem como outras propriedades funcionais
consideradas necessárias em aplicações particulares.
Com a utilização de óleos sintéticos, para além de um tempo de vida superior,
conseguiu-se ainda um maior rendimento a baixas temperaturas e maior rendimento energético
e mecânico das engrenagens.
Vamos seguidamente abordar as propriedades e vantagens da aplicação dos óleos
sintéticos em engrenagens, tendo como base os hidrocarbonetos sinterizados, (SHF), por
contraposição aos óleos de engrenagens convencionais de base mineral.
8.3 Propriedades dos óleos sintéticos para engrenagens
58
Como vimos anteriormente há vários tipos de produtos químicos que se utilizam como
lubrificantes sintéticos entre os quais estão os hidrocarbonetos sintéticos, os silicones e os
hidrocarbonetos halogenados.
Um fluido sintético poderá oferecer vantagens especificas em aplicações concretas,
mas um só fluido não será certamente superior em todas as suas características. A eleição de
um fluido sintético como base deverá ser feita em função da sua aplicação particular.
No caso das engrenagens industriais foi considerado que a melhor opção para o fluido
base seriam os SHF (Sintetic Hidrocarbon Fluid), Fluidos de Hidrocarbonetos Sintéticos.
Comecemos por analisar na Tabela 8.1 a comparação entre uma bases de
hidrocarbonetos sintéticos e uma base de óleo mineral tradicional de viscosidades idênticas.
TABELA 8.1
Propriedades físicas de óleos de base hidrocarbonetos sintéticos e Mineral
Propriedades
SHF
Óleo Mineral
391
39
37000
*
145
-40
271
480
32
*
*
98
-4
274
Viscosidade (cSt)
40ºC
100ºC
-17,8ºC
-40ºC
Índice de viscosidade
Pour Point ºC
Flash Point ºC
* Demasiado viscoso para ser medido
Os fluidos à base de hidrocarbonetos sintéticos dispõem de pontos de fluidez mais
baixos e uma maior fluidez a baixa temperatura, o que se vai traduzir por vantagens de
rendimento em relação aos óleos minerais.
As propriedades de compatibilidade foram outras das razões fundamentais que
levaram à escolha dos fluidos hidrocarbonetos sintéticos como base dos lubrificantes sintéticos
para engrenagens industriais.
8.4Compatibilidade dos óleos sintéticos com elastómeros e filtros
Um dos problemas frequentemente associados ao uso dos lubrificantes sintéticos è o
da sua compatibilidade. Estudos levados a cabo em laboratório e em serviço, levaram a
concluir que os lubrificantes que usam como base os SHF, oferecem vantagens importantes
em relação aos outros lubrificantes sintéticos tendo-se realizado exames de compatibilidade
com óleos minerais, elastómeros e materiais de filtragem de origem têxtil.
59
Uma vez que a estrutura molecular dos SHF è idêntica aos dos hidrocarbonetos
parafinicos e estes são completamente miscíveis com os hidrocarbonetos petrolíferos, a
passagem de utilização de um óleo mineral para um fluido lubrificante SHF não produz
qualquer problema.
As precauções existentes em relação à substituição de um óleo mineral em serviço por
uma nova carga da mesma natureza, são idênticas quando da substituição de um óleo mineral
por um lubrificante SHF. Supondo o caso de o óleo em utilização se encontrar muito
degradado, ou de existir uma quantidade considerável de óleo que não se possa extrair do
sistema, seria necessário realizar uma limpeza intermédia para minimizar a contaminação do
novo lubrificante SHF com o óleo mineral residual, a fim de que nova carga de lubrificante SHF
seja efectuada com eficiência.
8.5 Comportamento dos óleos sintéticos a temperaturas elevadas
As propriedades excepcionais da base SHF proporciona uma excelente estabilidade à
oxidação e uma boa resposta aos aditivos inibidores da oxidação. A viscosidade do SHF
permanece praticamente invariável após 80 horas de ensaio, enquanto que a viscosidade do
óleo mineral
cresce acentuadamente após 20 horas de ensaio, registando um acentuado
processo de oxidação do lubrificante.
Fig. 8.1
Na formulação dos lubrificantes para aplicações em engrenagens Industriais do tipo
SHF estuda-se cuidadosamente o nível de aditivos de extrema pressão (EP) / anti-desgaste
(AW), dada a sua tendência para modificar a estabilidade à oxidação. De inicio os óleos
minerais para engrenagens industriais evoluíram a partir de óleos para turbinas tendo-se
60
adicionado diversos tipos de compostos para melhorar as suas propriedades EP/AW.
Utilizaram-se vários tipos de compostos como aditivos, tais como o chumbo, enxofre e o cloro,
tendo-se obtido diversos graus de êxito.
Nesse sentido desenvolveu-se a tecnologia moderna dos compostos à base de
enxofre/fósforo para melhorar as propriedades EP/AW, revelando contudo uma boa
estabilidade à oxidação.
Verifica-se no entanto que em comparação com produtos minerais inibidos contra a
corrosão e a oxidação (R&O), os aditivos EP são inferiores no que concerne à resistência à
oxidação.
Inicialmente os óleos minerais tipo R&O desenvolveram-se com aditivos “EP suaves” e
destinavam-se à lubrificação de turbinas para engrenagens. Contudo a experiência demonstrou
que também se obtinham excelentes resultados numa grande variedade de engrenagens
industriais.
TABELA 8.2
Comportamento dos lubrificantes para engrenagens industriais
Teste
Teste de Oxidação U.S.Steel
S-200 de 312 h a 121ºC
Incremento Viscosidade %
Teste de Oxidação catalizado
a curto prazo 72 h a 163º C
Incremento Viscosidade %
Teste de Oxidação catalizado
Óleo Mineral EP Óleo Mineral R&O
Enxofre/Fósforo
com EP suave
SHF com
EP suave
5
3
1
55,0
28,0
2,8
70
100(a)
a longo prazo
Dias até à falha a 107ºC
230(b)
(a) Estimativa aproximada; (b) Superior a 230 dias
Por isso se optou pelo desenvolvimento dos compostos do tipo EP suave para os
lubrificantes tipo SHF, utilizando um novo aditivo que comporte todas as características EP/AW,
sem comprometer a estabilidade à oxidação.
8.6 Comportamento dos óleos sintéticos a baixas temperaturas
As bases SHF apresentam uma ausência total de ceras, o que se reflecte pela baixa
temperatura do ponto de fluidez e índices de viscosidade elevados, proporcionando aos
lubrificantes de engrenagens SHF excelentes propriedades a baixas temperaturas, como se
pode constatar pela análise da figura 3. A baixa viscosidade a frio e a ausência de formação de
ceras a temperaturas negativas, minimiza as perdas por atrito interno e facilita o arranque.
61
Verifica-se assim que o consumo de energia em função da temperatura nos produtos
SHF é muito inferior conseguindo arrancar a temperaturas mais baixas. Os produtos sintéticos
proporcionam uma lubrificação por chapinhagem muito satisfatória nas engrenagens e
rolamentos situados acima do nível do óleo. Por contraste o óleo para engrenagens EP com
enxofre/fósforo não permite um arranque a frio a baixo dos 18ºC, que è uma temperatura
próxima do ponto de fluidez.
Os dados de consumo relativo de energia, em função da viscosidade do óleo às várias
temperaturas mostram que a viscosidade constitui um elemento importante da resistência do
óleo ao movimento das engrenagens, verificando-se uma importante poupança de energias
com a aplicação de óleos sintéticos.
À medida que aumentam as exigências na aplicação das engrenagens, a tecnologia
dos lubrificantes continua a evoluir. Entre as vantagens mais destacadas da aplicação dos
lubrificantes para engrenagens tipo SHF podemos destacar :
•
A enorme estabilidade em relação à oxidação a altas temperaturas, o que prolonga a vida
do óleo.
•
A fluidez e facilidade que se bombeia a baixas temperaturas, o que permite a sua aplicação
numa ampla gama de temperaturas.
•
A compatibilidade com os óleos minerais convencionais, filtros, juntas e retentores.
•
A capacidade da redução do consumo de energia, influenciando beneficamente os custos.
62
9 Bibliografia
Tribologia – Ferreira, Luís Andrade
Engineering Tribology –Stachowiak G.W.; Batchelor A W.
Tribologia – Silva, Pinna da
Lubricants and Lubrication – Mang, Theo; Dresel, Wilfried
63
10 Índice
Pag.
1 – Introdução
1
1.1 – Leis do atrito
1
1.1.1 – Atrito seco e coeficiente de atrito
3
1.1.2 – Contacto entre sólidos
6
1.2 – Varáveis tribológicas e lubrificação
7
1.2.1 – Desgaste
8
1.2.2 – Lubrificação
9
2 - Propriedades físicas dos lubrificantes
10
2.1 – Viscosidade
10
2.1.1 - Viscosidade
dinâmica
10
2.1.2 - Viscosidade
cinemática
11
2.2 – Viscosidade e temperatura
11
2.3 – Índice de viscosidade
13
2.4 – Viscosidade e pressão
15
2.5 – Viscosidade e taxa de corte
16
2.5.1 – Comportamento maleável
17
2.5.2 – Comportamento dilatador
18
2.5.3 – Comportamento tixotrópico
18
2.5.4 – Comportamento reopético
19
2.6 - Medição da viscosidade
19
2.7 – Classificação da viscosidade dos óleos
20
2.7.1 - Classificação da viscosidade SAE
20
2.7.2 - Classificação da viscosidade ISSO
23
3 – Outras propriedades
24
3.1 – Temperaturas características dos lubrificantes
24
3.2 – Estabilidade dos lubrificantes à oxidação
24
3.3 – Estabilidade térmica dos lubrificantes
25
3.4 – Compatibilidade dos lubrificantes
26
4.4 – Lubrificação hidrodinâmica
27
4.1 – Equação de Reynolds
28
4.2 – Parâmetros da chumaceira obtidos a partir
da equação de Reynolds
36
4.3 – Chumaceiras planas infinitas
39
4.4 – Chumaceiras planas finitas
44
4.5 – Chumaceiras radiais
45
5 – Impurezas e contaminantes
51
6 – Filtragem de lubrificantes
52
64
6.1 – Sistemas de filtragem
52
6.2 – Tipos de filtros
55
7 – Massas lubrificantes
61
7.1 – Espessantes
61
7.2 – Óleos base
62
7.3 – Aditivos
63
7.4 – Compatibilidade das massas
63
7.5 – Condições de aplicação de massas
63
8 – Lubrificantes sintéticos
65
8.1 – A necessidade de lubrificantes com melhor performance
65
8.2 – A aplicação de óleos sintéticos em engrenagens
66
8.3 – Propriedades dos óleos sintéticos para engrenagens
67
8.4 – Compatibilidade dos óleos sintéticos com elastómeros e filtros
68
8.5 – Comportamento dos óleos sintéticos a temperaturas elevadas
69
8.6 - Comportamento dos óleos sintéticos a baixas temperaturas
71
9 – Bibliografia
72
10 – Índice
73
65