Folhas da Disciplina

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.

1.1 Leis 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:

NemF µ=

em que, é uma constante designada por coeficiente de atrito estático.

Analogamente, a intensidade Fc da força de atrito cinético pode ser escrita na forma:

eµ

NccF µ=

em que , também constante, é o coeficiente de atrito cinético. Os coeficientes de atrito µ e

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%.

cµ e

cµ

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 não pode ser

usada para determinar a força de atrito (fig. 1.2);

NemF µ=

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 . Note-se igualmente que a força de

atrito tem sentido oposto ao sentido do movimento iminente;

NemF µ=

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 pode ser utilizada. O sentido de Fc é oposto ao sentido do movimento. NccF µ=

1.1.2 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

1.2 Variáveis 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:

• 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 ).

1.2.2 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.

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• 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.

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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.

2.1 Viscosidade 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:

huAF .η=

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:

hu /τ

η =

A viscosidade dinâmica expressa-se em Pascal-segundo [Pas].

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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.

ρη

ν =

ν - viscosidade cinemática [ ]12 . −sm η - viscosidade dinâmica [Pas]

ρ - peso específico do fluído [ ]3. −mKg

A unidade mais usual para exprimir a viscosidade cinemática é Stoke [S], cuja

dimensão no S.I. é expressa por [ ]12 . −sm .

ν[S] Stoke = 100 cS = 0,0001 [ ]12 . −sm

2.2 Viscosidade 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

SLOTTE

WALTHER

VOGEL

aTbe−=η

( )cTba

+=η

( ) Tcbda1

=+ν

( )cTb

ae −=η

- Válida para um intervalo apertado

de temperaturas

- Muito útil em análise numérica

- Base de cálculo para o gráfico ASTM-

viscosidade-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.

2.3 Índice 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.

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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).

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2.4 Viscosidade 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: p

p eαηη .0=

p - pressão em pascal [Pa]; η - viscosidade dinâmica á pressão atmosférica 0

ηp - viscosidade á pressão p; α - coeficiente pressão/viscosidade [m2/N]

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.

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Fig. 2.4

η - viscosidade dinâmica

huAF

huAF

=

=

η

η ..

hu /τ

η =

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 .

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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 .

2.6 Medição 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, baseia-

se na medida do tempo de escoamento de um dado volume de fluido.

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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

2.7 Classificação 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.

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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.

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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.

3.2 Estabilidade 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.

3.3 Estabilidade 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.

3.4 Compatibilidade 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

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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

4.1 Equação 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:

(4.1)

dzdydxxppdydxdydxdz

zdzdyp x

xx .)(..)().(

∂∂

++=∂∂

++ ττ

τ

cuja solução é:

(4.2)

Se trabalhássemos as forças em relação ao eixo dos yy, viria que: xp

zx

∂∂

=∂∂τ

yp

zy

∂∂

=∂

∂τ

(4.3)

Do pressuposto 2 vem ainda:

27 0=

∂∂zp

(4.4)

Da formula da viscosidade dinâmica vem:

(4.5)

zu

hu

x ∂∂

== ηητzv

y ∂∂

= ητ

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;

(4.6)

uzCzxp

zuCz

xp

zuz

xp

zu

zxp

∂=∂+∂∂

→∂∂

=+∂∂

→∂∂

∂=∂∂∂

→∂∂

∂∂

=∂∂

ηηηη )()()()(

(4.7)

uCzCzxp

η=++∂∂

21

2

2

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:

( ) 221

2

)2

( UUUhzzhzp

u +−+−

∂

∂= ( ) 221

2

)2

( VVVhzzhzp

u +−+−

∂

∂

221

2

)()2

( UUUhzzhz

xpu +−+

−∂∂

=η

(4.8)

E a velocidade segundo o eixo dos yy’ será:

221

2

)()2

( VVVhzzhz

ypv +−+

−∂∂

=η

(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

dydxWdxdyyq

qdydxxqqdydxWdxqdyq h

yy

xxyx ..0 +

∂

∂++

∂∂

+=++

e 0)( 0 =−+∂

∂+

∂∂ WW

yq

xq

hyx (4.10)

desde que dx , dy ≠ 0.

Por outro lado temos que:

∫=h

x udzq0

∫=h

y vdzq0

(4.11)

substituindo u e v pelas equações (4.8) e (4.9) virá:

( ) dzUUUhzzhz

xpq

h

x ∫

+−+

−∂∂

=0

221

2

)2

(η

(4.12)

( )h

x zUUUhz

xphzzq

0221

223

221)

23(

+−+

∂∂

−=η

(4. 13)

( )212 21

3 hUUxphqx ++

∂∂

−=η( ) 212

21

3h

UUx

phq x ++

∂

∂−=

(4.15)

E por analogia: ( ) 212

21

3h

VVy

phq x ++

∂

∂−=

( )212 21

3 hVVyphqy ++

∂∂

−=η

(4.16)

Substituindo (4.15) e (4.16) em (4.10) virá:

( ) ( ) ( ) 0212212 021

3

21

3

=++

++

∂∂

−∂∂

+

++

∂∂

−∂∂ WWhVV

yph

yhUU

xph

x hηη (4.17)

Definindo que :

21 UUU += 21 VVV +=

29

( ) 02

)12

(2

)12

(33

=+−∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂

−∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂

− oh WWyhV

yyph

yxhU

xxph

x ηη (4.18)

E dado que não há variação de U e V ao longo das suas direcções, xx’ e yy’ , isto é:

U ≠ f(x) e V ≠ f(y) , 12

(2

)12

(∂

∂

∂

∂−

∂

∂

∂

∂+

∂

∂

∂

∂−

hhUph( ) 0

2) 1

33

=+−∂

∂

∂

∂+ oh WW

hVp

Virá a equação de Reynolds a três dimensões:

( ) 022

)12

()12

(33

=−+∂∂

+∂∂

−∂∂

∂∂

−∂∂

∂∂

− oh WWyhV

xhU

yph

yxph

x ηη (4.19)

Vamos agora introduzir algumas simplificações à equação de Reynolds:

Simplificação provocada pela existência de velocidade só numa direcção, V=0 :

( oh WWxhU

yph

yxph

x−+

∂∂

=∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂

2)

12()

12(

33

ηη) (4.20)

Simplificação provocada pela existência de uma película lubrificante em que não há fluxo na

direcção no eixo dos zz’ :

xhU

yph

yxph

x ∂∂

=∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂

2)

12()

12(

33

ηη (4.21)

Ou:

xhU

yph

yxph

x ∂∂

=∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂ 6)()(

33

ηη (4.22)

Simplificação provocada por se considerar que o fluido é isoviscoso, isto é, η=constante,

teremos a equação de Reynolds simplificada:

xhU

yph

yxph

x ∂∂

=∂∂

∂∂

+∂∂

∂∂

η6)()( 33

(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, 0=∂∂yp

.

E a equação de Reynolds virá:

(4.24) xhU

xph

x ∂∂

=∂∂

∂∂

η6)( 3

e integrando:

(4.25)

ChUxph +=

∂∂

η63

Estabelecendo agora condições fronteiras, dado que há um ponto de pressão máxima, isto é

de gradiente nulo, 0=∂∂xp

; e onde a espessura do filme é h=h , da equação (4.25) virá:

e a equação de Reynolds sob a forma unidimensional será a equação da pressão para

uma chumaceira longa: hUC η6−=

(4.26)

36hhhU

xp −

=∂∂

η

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

31

yp

xp

∂∂

<<∂∂

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.

BL <<yp

xp

∂∂

<<∂∂

xhU

yph

y ∂∂

=∂∂

∂∂

η6)( 3

Da equação (4.23) virá:

(4.27)

Integrando e considerando que h ≠ f(y), virá:

21

2

3 26 CyCy

dxdh

hUp ++=

η (4.28)

De acordo com o que se pode ver na Fig. (4.6) as condições fronteiras são:

p = 0 para 2Ly ±=

0=∂∂yp

para y = 0 ( onde p é máximo )

então as constantes virão:

01 =C e 4

3 2

32L

dxdh

hUC η

−=

Substituindo as constantes teremos a equação da distribuição da pressão para uma

chumaceira estreita:

)4

(3 22

3

Lydxdh

hUp −=

η

(4.29)

Verifica-se que a aproximação a uma chumaceira estreita é aceitável para valores de 31

<BL

, sendo a aproximação a chumaceira longa indicada para valores de 3>BL

, para

valores intermédios de 331

<<BL

aplicam-se soluções computadorizadas de

chumaceiras finitas.

32

4.2 Parâmetros 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 (4.30) ∫∫=BLpdxdy

00

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:

(4.31) ∫∫±=BLdxdyF

00τ

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:

∫∫∫∫== BL

BL

pdxdy

dxdy

WF

00

00τ

µ (4.32)

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 e nas direcções principais.

As percas de lubrificante na chumaceira virão então expressas por :

xq yq

e (4.33) ∫=L

xx dyqQ0 ∫=

L

yy dxqQ0

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 3>BL

.

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:

αtgxhh .0 += e Bhhxhh 01

0−

+= ou ).1.(0

010 B

xhhhhh −

+= (4.34)

a Khhh

=−

0

01 chamaremos Razão de Convergência (4.35)

e (4.34) virá sob a forma de ).1.(0 BxKhh += (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):

dhKhBdxdx

BKh

0

0 =→=dh (4.37)

35

e a equação (4.26) virá dada por: d

h

hhU

p36

−=

∂

∂η

dhhhhp

BUKh

30

6−

=η

(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:

))2(

1)2()1(.1(6

020

0 ++

++

+−=KhK

Khh

hKhBUp η

(4.39)

se considerarmos p* , a grandeza adimensional dada por:

36h

hhUxp −

=∂∂

η (4.40)

teremos como equação a pressão a expressão:

*620

pKhBUp η

= (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:

∫=Bpdx

LW

0 (4.42)

e se substituirmos p pelo seu valor teremos:

dxKhK

Khh

hKhBU

LW B

))2(

1)2()1(.1(6

020

00 +

+++

+−= ∫η

(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

dhKhK

Khh

hhKBU

LW h

h)

)2(1

)2()1(.1(6

020

20

2

21

0 ++

++

+−= ∫η

(4.44)

e a carga por unidade de comprimento da chumaceira virá:

+

++−=)2(

2)1ln(62

02

2

KKK

hKBU

LW η

(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 2,20

1 =hh

(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:

∫±=Bdx

LF

0τ (4.47)

tendo em atenção as equações (4.5) , (4.8) e (4.47) , teremos:

∫∫ −∂∂

−=BB

dxhUdx

xph

LF

00 2τ

ητ (4.48)

e resolvendo a integração teremos:

))1ln(4)2(

6.(0 K

KKh

BULF +

−+

=η

(4.49)

A partir da força de atrito e da capacidade de carga poderemos determinar facilmente o

coeficiente de atrito:

LWLF

=µ )1ln()2(36)1ln(4)2(23.0

++−++−

=KKKKKK

BKh

µ (4.50)

ou *.0 µµBh

= (4.51)

37

em que )1ln()2(36)1ln(4)2(23.*

++−++−

=KKKKKKKµ (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

x dyhUUxphQ

0 21

3

)2

)(.12

(η

(4.53)

38

Pelas condições fronteiras, como se pode observar da fig. 4.8 , teremos 0=∂∂xp

para

hh = , ponto em que a pressão é máxima, e o resultado da integração de (4.53) virá:

21.0 +

+=

KKUh

LQx (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:

2

0/*6Bh

ULWW

η=

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,

multiplicado pelo factor . 20

2 / hUB η

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 0

1

hh

tornando-se mais estável. As

variações contínuas de 0

1

hh

com a carga põe alguns problemas a este tipo de chumaceiras.

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

OS A = OS C + C A = OS B + B A c = R1 – R2 -folga

e cos θ + R1 cos α = R2 + h

h = e cos θ + R1 cos α - R2 (4.55)

dado que: θαθα

sensensensen 1

1

ReRe

=→=

1cossen 22 =+ αα

θα 22

1

sen1cos

−=Re

Para, 1cos11

≈→<< αRe

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: h = C ( 1 + ε cos θ ) (4.57)

Ce

=ε - relação de excentricidade ou excentricidade relativa. (4.58)

(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):

)4

(3 22

3Ly

dxdh

hUp −=

η

(4.59)

em que L é o comprimento da chumaceira ao longo do eixo dos yy’.

x = R θ dx = R dθ

)

4(13 2

23

Lyddh

RhUp −=

θη

(4.60)

diferenciando (4.57) vem que:

θθε dcdh sen−= (4.61)

)4

()cos1(

sen3 22

32 yLRcUp −

+=

θεθηε

(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

∫∫+

−= 2

201 cos

L

L dydpRW θθπ

∫∫+

−= 2

202 sen

L

L dydpRW θθπ

(4.63)

∫∫∫∫+

−

+

−−

+=−

+= 2

2

22

3022

2

22

3201 )4

()cos1

cos.sen3)4

()cos1(

cos.sen3 L

L

L

L dyyLdcUdydyL

RcRUW θ

θεθθηε

θθε

θθηε ππ

(4.64)

∫∫∫∫+

−

+

−−

+=−

+= 2

2

22

3

2

022

2

22

32

2

02 )4

()cos1

sen3)4

()cos1(

sen3 L

L

L

L dyyLdcUdydyL

RcRUW θ

θεθηε

θθεθηε ππ

(

4.65)

E a solução virá:

222

23

1 )1( εεη

−−=c

LUW 2

322

3

2)1(4 ε

ηεπ

−−=c

LUW (4.66)

A carga total que a chumaceira suportará virá dada por:

22

21 WWW +=

Capacidade de carga

1)116(4)1(

22222

3

+−−

=π

πεεη

cLUW ε (4.67)

Esta formula pode ainda escrever-se da seguinte forma:

212

222

2

2

2

)1.621,0()1(

4+

−= ε

επε

η LR

RLUWc

(4.68)

Introduzindo a variável ∆ - número de Sommerfield ou Parâmetro de esforço, tal que:

2

)(Rc

LUW

η=∆ (4.69) , vem: 2

1222

2 )1.621,0()1(

)( +−

=∆ε

πεLD

ε (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 0=∂∂xp

e

2Uhqx = , vindo a equação do caudal dada por:

2200

UhLdyUhdyqQLL

xx ∫∫ ===

43

)cos1(2

θε+= cULQx

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, )1(2

ε+= cULQx .

E o caudal que sai em θ = π virá dado por, )1(20 ε−= cULQ . Assim sendo o caudal

necessário para compensar as perdas virá, Q = Q1 – Q0

Q = U c L ε

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.

6.2 Tipos 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 “by-

pass “. 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

Penetração do Cone Grau NLGI Consistência da

massa 445 a 475 000

400 a 430 00 Semi-fluida

310 a 340 1

265 a 295 2

220 a 250 3

175 a 205 4

130 a 160 5 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

7.4 Compatibilidade 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.

7.5 Condições 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

Viscosidade (cSt)

40ºC 391 480 100ºC 39 32

-17,8ºC 37000 * -40ºC * *

Índice de viscosidade 145 98 Pour Point ºC -40 -4 Flash Point ºC 271 274

* 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.

8.4 Compatibilidade 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.

Óleo Mineral EP Óleo Mineral R&O SHF comTeste Enxofre/Fósforo com EP suave EP suave

Teste de Oxidação U.S.Steel S-200 de 312 h a 121ºC 5 3Incremento Viscosidade %

Teste de Oxidação catalizadoa curto prazo 72 h a 163º C 55,0 28,0 2,8Incremento Viscosidade %

Teste de Oxidação catalizadoa longo prazo 70 100(a) 230(b)

Dias até à falha a 107ºC

Comportamento dos lubrificantes para engrenagens industriais

TABELA 8.2

1

(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

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