UTILIZAÇÃO DA GEOMETRIA DISCO-DISCO PARA INVESTIGAÇÃO DA
CAPACIDADE DE PROTEÇÃO AO DESGASTE DE LUBRIFICANTES SOB
CONDIÇÕES...
FARIAS, DIOGO FONTES
Utilização da geometria disco-disco
para investigação da capacidade de
proteção ao desgaste de lubrif...
Agradecimentos:
À minha família pelo apoio irrestrito ao longo dos anos que
precederam este trabalho.
Ao meu orientador Sy...
Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos
necessários para a obtenção do grau de Mestre em ...
Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the
requirements for the degree of Master of ...
ÍNDICE
1 – INTRODUÇÃO --------------------------------------------------------------------------- 1
2 – LUBRIFICAÇÃO E DES...
4.4.1 – Resultados dos ensaios utilizando discos novos ---------------- 87
4.4.2 – Resultados dos ensaios com discos reuti...
NOMENCLATURA
a – Raio de contato
A – Área
b – Metade da largura de contato
B1B2 – Comprimento da reta de ação
Cat – Coefic...
U – Velocidade
Urol – Velocidade de rolamento
Udesl – Velocidade de deslizamento
V = µ0U / E’R’ – Velocidade adimensional
...
1 – Introdução
Em 1978 Kragelsky [1] diz que a evolução da engenharia mecânica leva à
criação de novos campos de estudo, o...
necessário lançar mão de métodos experimentais para a obtenção do conhecimento
necessário ao projeto. A utilização de tal ...
2 - Lubrificação e desgaste em condições EHD.
Apresenta-se nesta revisão bibliográfica a evolução do estado da arte do est...
Em seguida afirmou que a natureza do atrito existente nos mancais de rolamento é
proveniente do cisalhamento do filme flui...
não mais era suficiente para explicar os fenômenos ocorridos em diversos elementos de
máquinas.
Em 1916 Martin tentou expl...
Com o diagrama de Stribeck é possível determinar em qual regime de
lubrificação os elementos de máquinas estão predominant...
Apresenta-se a seguir exemplos de situações em que ocorrem cada um dos
regimes descritos:
- Limítrofe: Um bom exemplo de o...
Kragelsky [5] considera como a principal característica do regime
elastohidrodinâmico existir uma espessura de filme de di...
O parâmetro Λ é descrito por vários autores como preponderante na vida dos
componentes em contato, uma vez que quanto meno...
Figura 2.4 – Representação dos tipos de contatos: (a) ponto, (b) linha e (c) elíptico [7].
(a) (b)
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As primeiras anális...
P Estacionário(a)
Filme viscoso
P Deslizando(b)
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Figura 2.5 – Representação da deformação das superfícies em condições EH...
A distribuição de Hertz, é devida somente ao efeito da carga, já a distribuição
real EHD apresenta um pico de pressão p na...
H=2,65 G0.54
V0.70
W -0.13
(2.5)
Apesar de tribologicamente a espessura mínima de filme ter uma maior
importância do ponto...
Segundo Höhn e Michaelis [11] apesar da viscosidade diminuir com o aumento
da temperatura poderá ocorrer uma grande ativid...
Dois tipos de lubrificação EHD podem ser definidos: severo ou suave. O regime
EHD severo acontece quando os materiais têm ...
Porém, no diâmetro primitivo são encontradas as maiores cargas, enquanto que no início
e no fim do engrenamento a carga é ...
2.1.2 - Reologia de Lubrificantes em Lubrificação EHD
A reologia pode ser definida como a ciência que estuda a relação exi...
Os reômetros exemplificados acima podem ser utilizados para o estudo de
diversas aplicações de engenharia, como por exempl...
τ = µ (dγ/dt) (2.9)
Esta relação linear entre a tensão de cisalhamento e a taxa de cisalhamento é
conhecido como comportam...
tempo, quando submetidos à tensão de cisalhamento) e os viscoelásticos (retorna
parcialmente, depois de cessada a tensão, ...
Figura 2.15 – Modelos viscoelásticos: (A) Kelvin-Voigt e (B) Maxwell [13].
Para o estudo dos óleos lubrificantes o modelo ...
Com estes resultados Bair e Winer [16] publicaram outro artigo onde
propuseram modificações na equação básica de Maxwell a...
Figura 2.16 – Comparação entre os modelos propostos de fluidos não-newtonianos [17].
Tabela 2.1 – Modelos matemáticos prop...
em contato, do tratamento das superfícies e do seu acabamento superficial e também das
condições operacionais, carga, temp...
desgaste natural das partes em contato, a partir de um determinado ponto na vida do
elemento. Deste modo passa a ocorrer o...
vida dos componentes. A interação molecular também varia com fatores como a
rugosidade superficial e a tensão de cisalhame...
O desgaste em condições EHD pode ser dividido em quatro mecanismos
principais: fadiga, corrosão, abrasão e adesão. Geralme...
Alguns aditivos podem ser utilizados nos lubrificantes de forma a proteger as
superfícies ou inibir a formação de ácidos o...
Outras formas de desgaste tais como, “plastic flow” e “burning”, que não se
enquadram em nenhuma das quatro categorias ant...
Teste de componente
Teste de subsistema
Teste de bancada
Teste de campo
Classificação
Aumentodorealismo
Quedadocusto
Teste...
A vida de um componente pode ser obtida determinando-se o tempo ou a
distância que um determinado corpo de prova suporta a...
Na figura 2.25 é possível perceber que dois blocos em formato de “V” são
pressionados contra um pino, este ensaio é conhec...
Com este aparato experimental é possível determinar a capacidade de carga de
um fluido lubrificante. Duas medidas podem se...
Figura 2.27 – Desenho simplificado da máquina “Four-Ball” modificada [24].
Onde o motor (3) aciona um fuso que desloca a c...
se o torque na barra de torção (eixo 10), o aumento do torque a cada estágio é feito
desligando-se a máquina, afrouxando-s...
Existem 12 estágios possíveis nesta máquina, cada um deles caracterizado por
um aumento na carga, ou seja, aumento na forç...
Tabela 2.3 – Descrição das engrenagens tipo A do FZG segundo ASTM D 5182 [26].
Parâmetro Pinhão Coroa Unidade
Largura do d...
Figura 2.29 – Representação esquemática da variação do raio de curvatura [27].
Sabendo que o raio de curvatura varia ao lo...
Para o cálculo do raio de curvatura no diâmetro primitivo foi utilizada a
definição de envolvente, conforme figura 2.30.
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Portanto, Urol será 3,15 m/s. Para o cálculo da velocidade de rolamento, é
indiferente utilizar os dados referentes ao pin...
A reta de ação para as engrenagens do FZG tem 18mm, então, podemos dizer
que em aproximadamente 11mm haverá somente um par...
lubrificantes minerais os fluidos mais utilizados na lubrificação de engrenagens, as
graxas são muito usadas em sistemas q...
Stock”, sendo que a viscosidade cresce do “Spindle” para o “Bright Stock”. Este último,
além do processo de fracionamento ...
Os óleos de base sintética são empregados quando se necessita de alguma
propriedade não atendida pelo óleo básico mineral....
Destes, o mais importante do ponto de vista de lubrificação industrial e
automotiva é a Poli-alfa-olefina, pois é a mais u...
Filme antidesgaste
Temperatura
Figura 2.34 – Mecanismo de funcionamento dos aditivos antidesgaste [32].
Os aditivos antide...
o de maior uso atualmente, porém, seu emprego (em óleos para motor) vem sendo
restringido, pois o fósforo reduziria a efic...
em sua composição, têm a capacidade de neutralizar produtos ácidos, por possuírem
uma reserva alcalina.
Geralmente, aditiv...
3 - Materiais e métodos
Há diferentes modos de definição de atrito adotados por diversos pesquisadores,
porém, a mais acei...
encontrados nos diversos setores de produção, porém, o estudo do atrito é importante
também para as partes relacionadas co...
Esta concepção de máquina permite que três tipos de geometria de contato sejam
estudados, o contato em linha, semi-elíptic...
Cada um dos dois discos é acionado independentemente do outro, sendo que o
acionamento de cada eixo é feito separadamente ...
inversor, que por sua vez, transforma esta corrente em calor através de um resistor de
frenagem. Na condição de deslizamen...
Toda a caixa de testes e seus componentes internos, depois de fabricados,
receberam o tratamento de Níquel Químico, para q...
nos resultados experimentais. Na figura 3.5 é mostrada a equivalência utilizada por
Glodež et al.
Figura 3.5 – Modelo de c...
Trabalhando algebricamente a fórmula de Dowson-Higginson para obter a
influência do raio de curvatura, da velocidade de ro...
Tabela 3.1 – Relação entre a carga especifica do FZG e da máquina de discos.
Estágio Força FZG
[N]
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[N/mm]
Força Disc...
Para o cálculo da velocidade de deslizamento será utilizada uma média do
produto entre P e Udesl, calculado do engrenament...
P x Udesl
Comprimento da reta de ação [mm]
Figura 3.7 – Gráfico do produto P x Udesl para o FZG.
As áreas 1, 2 e 3 da figu...
3.3 - Modificações realizadas na máquina disco-disco
Para que a máquina disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ p...
Onde A é a área em mm2
, F é a força em N e P é a pressão em MPa, resultando
em A igual a 1955mm2
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Consultando o catálogo...
Torq = Cat P R (3.7)
Necessitando de Torq ≅ 290Nm. Os motores de 5,5kW apresentam um torque
máximo de 29Nm, segundo seu fa...
Para tornar a máquina mais versátil do ponto de vista tribológico, foi
implementado um sistema de controle da temperatura ...
3.4 - Procedimentos de simulação dos ensaios FZG
O procedimento de ensaio desenvolvido tem como objetivo possibilitar real...
dados que se recebe juntamente com tais óleos, são os estágios que cada um deve
suportar ao serem ensaiados em máquinas de...
Tabela 3.5 – Propriedades físicas dos óleos ENG, HID e TUR.
Propriedade  Óleo ENG HID TUR
Densidade (g/cm3
) 0,887 0,875 0...
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  1. 1. UTILIZAÇÃO DA GEOMETRIA DISCO-DISCO PARA INVESTIGAÇÃO DA CAPACIDADE DE PROTEÇÃO AO DESGASTE DE LUBRIFICANTES SOB CONDIÇÕES ELASTOHIDRODINÂMICAS Diogo Fontes Farias DISSERTAÇÃO SUBMETIDA AO CORPO DOCENTE DA COORDENAÇÃO DOS PROGRAMAS DE PÓS-GRADUAÇÃO DE ENGENHARIA DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE EM CIÊNCIAS EM ENGENHARIA MECÂNICA. Aprovada por: __________________________________________ Prof. Sylvio José Ribeiro de Oliveira, Dr-Ing. __________________________________________ Prof. Max Suell Dutra, Dr-Ing. __________________________________________ Profa . Maria Adelina Santos Araújo, D.Sc. RIO DE JANEIRO, RJ – BRASIL OUTUBRO DE 2005
  2. 2. FARIAS, DIOGO FONTES Utilização da geometria disco-disco para investigação da capacidade de proteção ao desgaste de lubrificantes sob condições elastohidrodinâmicas [Rio de Janeiro] 2005 IX, 116p. 29,7cm (COPPE/UFRJ, M.Sc., Engenharia Mecânica, 2005) Dissertação – Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE 1. Lubrificação elastohidrodinâmica 2. Coeficiente de Tração em EHD 3. Máquina disco-disco I. COPPE/UFRJ II. Título (série) ii
  3. 3. Agradecimentos: À minha família pelo apoio irrestrito ao longo dos anos que precederam este trabalho. Ao meu orientador Sylvio José Ribeiro de Oliveira e ao mestre Luiz Carlos Vidal que tiveram participação fundamental em minha formação profissional e pessoal. À toda equipe do Laboratório de Metrologia da UFRJ pelo apoio e companheirismo a mim dispensados. À equipe da Gerência de Lubrificantes e Produtos Especiais do CENPES/PETROBRAS pelas valiosas contribuições a este trabalho. Ao Prof. José Stockler Canabrava Filho e sua equipe do Laboratório de Tecnologia Mecânica da UFRJ pelo apoio e fabricação dos corpos de provas necessários a realização dos ensaios. Em especial agradeço à Dra Maria Adelina Santos Araújo e ao Prof. MaxSuell Dutra, não só pela composição da banca examinadora, mas também pelos ensinamentos ao longo dos anos anteriores a este trabalho. Agradeço também à CAPES e ao CNPq pelo apoio financeiro para a execução deste trabalho. iii
  4. 4. Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.) UTILIZAÇÃO DA GEOMETRIA DISCO-DISCO PARA INVESTIGAÇÃO DA CAPACIDADE DE PROTEÇÃO AO DESGASTE DE LUBRIFICANTES SOB CONDIÇÕES ELASTOHIDRODINÂMICAS Diogo Fontes Farias Outubro/2005 Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Programa: Engenharia Mecânica A lubrificação elastohidrodinâmica (EHD) ocorre tipicamente em mancais de rolamento, cames e engrenagens. Devido às elevadas pressões de contato, o filme lubrificante tem menos de 1µm de espessura. Para desenvolver lubrificantes a serem utilizados em condições EHD, é necessário o uso de métodos experimentais que permitam a avaliação da capacidade de proteção ao desgaste dos óleos lubrificantes. Neste trabalho foi desenvolvida uma metodologia de utilização da máquina disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ para avaliar o desgaste que ocorre na utilização de discos ao invés de engrenagens, com o beneficio de reduzir os custos de fabricação de corpos de prova. iv
  5. 5. Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) USE OF DISK-DISK GEOMETRY TO INVESTIGATE THE CAPACITY OF WEAR PROTECTION BY LUBRICANTS UNDER ELASTOHIDRODYNAMIC CONDITIONS Diogo Fontes Farias October/2005 Advisor: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Department: Mechanical Engineering Typically, elastohydrodynamic (EHD) lubrication happens in roller bearings, cams and gears. Due to the high contact pressures, the lubricant film thickness is lower than 1 µm. In order to develop a lubricant for EHD conditions, it’s necessary to use experimental methods that permit the assessment of the wear protection capacity of the oils. In this work, it’s presented a methodology developed to use the Twin Disk machine of Metrology Laboratory of UFRJ to evaluate wear using disks instead of gears, with the benefit of reducing costs for the manufacture of test samples. v
  6. 6. ÍNDICE 1 – INTRODUÇÃO --------------------------------------------------------------------------- 1 2 – LUBRIFICAÇÃO E DESGASTE EM CONDIÇÕES EHD ----------------------- 3 2.1 – Fundamentos da Lubrificação ----------------------------------------------- 3 2.1.1 – Lubrificação EHD -------------------------------------------------- 7 2.1.2 – Reologia de Lubrificantes em EHD ------------------------------ 17 2.2 – Desgaste em Condições EHD ------------------------------------------------ 23 2.3 – Metodologias de Investigação de Desgaste -------------------------------- 29 2.3.1 – Ensaios FZG para Óleos Lubrificantes de engrenagens ------ 34 2.3.2 – Análise Cinemática do Ensaio FZG ----------------------------- 37 2.4 – Lubrificantes ------------------------------------------------------------------- 41 2.4.1 – Óleos Básicos ------------------------------------------------------- 42 2.4.2 – Aditivos -------------------------------------------------------------- 45 3 – MATERIAIS E MÉTODOS ------------------------------------------------------------ 49 3.1 – Concepção Inicial da Máquina Disco-Disco ------------------------------- 50 3.2 – Metodologia para Ajuste dos Parâmetros do FZG ------------------------ 54 3.3 – Modificações Realizadas na Máquina Disco-Disco ---------------------- 60 3.4 – Procedimentos de Simulação dos Ensaios FZG --------------------------- 64 3.4.1 – Qualificação dos Óleos -------------------------------------------- 64 3.4.2 – Qualificação Superficial e do Material -------------------------- 67 3.4.3 – Montagem, Limpeza e Trocas dos Discos e Óleo -------------- 71 3.5 – Ajuste dos Parâmetros para Obtenção das Curvas de Tração------------ 72 3.6 – Controle e Aquisição de Dados ---------------------------------------------- 74 3.7 – Procedimentos de Levantamento das Curvas de Tração ----------------- 78 4 – RESULTADOS --------------------------------------------------------------------------- 80 4.1 – Curvas de Coeficiente de Tração -------------------------------------------- 80 4.2 – Ensaio Four-Ball --------------------------------------------------------------- 85 4.3 – Ensaio FZG --------------------------------------------------------------------- 86 4.4 – Simulação do FZG na máquina Disco-Disco ------------------------------ 87 vi
  7. 7. 4.4.1 – Resultados dos ensaios utilizando discos novos ---------------- 87 4.4.2 – Resultados dos ensaios com discos reutilizados ---------------- 89 5 – DISCUSSÃO DOS RESULTADOS --------------------------------------------------- 92 5.1 – Comparação dos resultados -------------------------------------------------- 93 5.2 – Influência do coeficiente de tração no desgaste --------------------------- 98 6 – CONCLUSÕES --------------------------------------------------------------------------- 101 7 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ------------------------------------------------- 105 ANEXO 01 – Simulação do FZG com discos novos ------------------------------------- 110 ANEXO 02 – Simulação do FZG dos discos retificados após utilizados -------------- 113 ANEXO 03 – Simulação do FZG dos discos polidos após utilizados ----------------- 115 vii
  8. 8. NOMENCLATURA a – Raio de contato A – Área b – Metade da largura de contato B1B2 – Comprimento da reta de ação Cat – Coeficiente de atrito D – Dureza superficial EHD – Elastohidrodinâmico(a) EHL – Lubrificação elastohidrodinâmica E’ = 0,5[(1-ν1 2 )/E1 + (1-ν2 2 )/E2]-1 – Módulo de elasticidade equivalente Fat – Força de atrito G = α E’ – Elasticidade adimensional G∞ – Limite do módulo de cisalhamento Gy – Módulo de Young h – Espessura de filme h0 – Espessura mínima de filme H = h0 / R’ – Espessura de filme adimensional k – Constante experimental de proporcionalidade p – Pressão hidrodinâmica pe – Passo da engrenagem P – Carga R – Raio Rc – Raio de curvatura Rp – Raio primitivo Rcab – Raio da cabeça da engrenagem Rbase – Raio da base da engrenagem R’ = (1/R1 + 1/R2)-1 – Raio equivalente R’eng – Raio equivalente para as engrenagens do FZG R’disc – Raio equivalente para os discos de teste S – Taxa de deslizamento por rolamento T – Temperatura Torq - Torque viii
  9. 9. U – Velocidade Urol – Velocidade de rolamento Udesl – Velocidade de deslizamento V = µ0U / E’R’ – Velocidade adimensional w – Carga por unidade de largura W = w / E’R’ – Carregamento adimensional x, y e z – Coordenadas cartesianas α – Coeficiente de pressão viscosidade β – Coeficiente de tensão de cisalhamento em função da pressão ϕ – Taxa de desgaste γ – Taxa de cisalhamento . γ – Deformação angular µ – Viscosidade dinâmica [cP = m.Pa.s] µef – Viscosidade efetiva ν – Viscosidade cinemática [cSt] ν1, ν2 – Módulo de Poisson ρ – Densidade ρo – Densidade a pressão atmosférica σ=(σ1 2 + σ2 2 )1/2 – Composição das rugosidades superficiais σ1, σ2 – Rugosidade da superfície 1 e 2 respectivamente τ – Tensão de cisalhamento τL – Limite da tensão de cisalhamento τE – Tensão de cisalhamento de Eyring τ0 – Limite de tensão de cisalhamento à pressão atmosférica ω –Velocidade angular Λ = h0 / σ – Parâmetro de vida dos componentes ix
  10. 10. 1 – Introdução Em 1978 Kragelsky [1] diz que a evolução da engenharia mecânica leva à criação de novos campos de estudo, onde o desenvolvimento é ditado pelas necessidades práticas. A definição deste ramo da engenharia mecânica vem da palavra grega tribos que significa simplesmente atrito, porém, atualmente a tribologia é considerada como a parte da engenharia mecânica que estuda atrito, desgaste e lubrificação. Entre as necessidades práticas que motivam os engenheiros a buscar novos desenvolvimentos científicos pode-se destacar a busca por maior produtividade, a redução de custos e também a segurança. A princípio, quando se fala de lubrificação, logo se imagina redução do atrito, porém, em alguns casos a lubrificação deve promover aumento do atrito sem prejuízo às superfícies em contato, é o caso das transmissões continuamente variadas (CVT’s), onde o atrito é responsável pela transmissão de potência entre os elementos mecânicos. Já em transmissões por engrenagens, o atrito é responsável por perda de potência na forma de calor gerado pelo contato entre as superfícies dos dentes das engrenagens, devendo então ser minimizado com o uso de lubrificantes. Além das implicações do atrito no custo devido às perdas de potência, o desgaste dos equipamentos também onera seus usuários. Outra implicação diretamente relacionada ao atrito é a segurança dos dispositivos mecânicos. Os freios geralmente utilizam o atrito como forma de dissipar energia, e portanto devem ser projetados de forma responsável por parte dos engenheiros. Boa parte do dia-dia da engenharia está formalmente descrita em livros, manuais, estudos e outras fontes de consulta, porém, sempre existem casos onde o engenheiro não dispõe de literatura suficiente para embasar seus cálculos, nestes casos é 1
  11. 11. necessário lançar mão de métodos experimentais para a obtenção do conhecimento necessário ao projeto. A utilização de tal procedimento visa não somente a conclusão do projeto, mas também o desenvolvimento científico. Neste trabalho serão abordados diferentes procedimentos experimentais, que visam principalmente o estudo do desgaste de componentes mecânicos. Os principais equipamentos utilizados foram a máquina de discos do Laboratório de Metrologia da UFRJ, e os equipamentos de ensaio FZG e Four-Ball da Gerência de Lubrificantes e Produtos Especiais do CENPES/PETROBRAS. Dentre os ensaios realizados está o levantamento das curvas de tração, que mostra o comportamento do atrito em condições EHD em diferentes condições operacionais, utilizando a máquina de discos. A mesma máquina foi modificada possibilitando a realização de simulações do ensaio FZG a um custo bem reduzido. Ensaios Four-Ball e FZG realizados em tribômetros padrão serão utilizados como referência para os ensaios realizados na máquina de discos. Além do desenvolvimento de novos métodos experimentais, este trabalho ainda apresenta um estudo do comportamento dos óleos lubrificantes utilizados, fornecendo assim uma visão da influência de determinados grupos de aditivos utilizados em formulações comerciais. 2
  12. 12. 2 - Lubrificação e desgaste em condições EHD. Apresenta-se nesta revisão bibliográfica a evolução do estado da arte do estudo tribológico, assim como as ferramentas disponíveis para que os resultados obtidos possam ser analisados de forma clara e objetiva, tornando possível uma discussão de forma madura dos fenômenos observados nos experimentos conduzidos. Cabe ressaltar que o estudo dos fenômenos tribológicos nem sempre partem das equações fundamentais da engenharia, sendo que, a maior parte das teorias formuladas é feita a partir de estudos empíricos. Por isso, o desenvolvimento constante de métodos e teorias sempre será necessário para o estudo da tribologia. 2.1 - Fundamentos da Lubrificação Por volta de 1880 três pesquisadores desenvolveram simultaneamente, e em poucos anos, a formulação para o mecanismo de lubrificação hidrodinâmica, que ocorre na maioria dos componentes mecânicos mais comumente utilizados. Foram eles, o russo N. P. Petrov (1836-1920), os britânicos B. Tower (1845-1904) e O. Reynolds (1842- 1912), que nos anos de 1883 a 1886 conduziram seus estudos teóricos e experimentais, fundando assim um novo ramo da engenharia. A contribuição destes três pesquisadores foi perceber que o processo de lubrificação estava fundamentado não na interação entre as superfícies dos sólidos, mas sim na dinâmica do filme lubrificante que separa as mesmas [2]. Petrov inicialmente postulou que a propriedade mais importante do óleo para a lubrificação, não era a densidade como se imaginava na época, mas sim a viscosidade. 3
  13. 13. Em seguida afirmou que a natureza do atrito existente nos mancais de rolamento é proveniente do cisalhamento do filme fluido existente no mesmo e não da interação entre as superfícies. Entretanto, Petrov não conseguiu explicar a capacidade de suportar carga dos mancais, o que foi resolvido com sucesso por Tower. Para explicar a força que o mancal era capaz de suportar, Tower construiu um mancal com medidores de pressão ao longo da pista de contato. Com o resultado, Tower integrou a pressão ao longo da área do mancal e constatou que essa integração era equivalente às forças suportadas pelo mancal. Tanto Petrov quanto Tower chegaram às suas conclusões a partir dos experimentos realizados. Faltava então um embasamento teórico para suas observações experimentais, o que foi conseguido por Reynolds quase simultaneamente aos outros dois. Em 1886 Reynolds apresentou sua formulação com a forma da equação 2.1 para um fluido de viscosidade µ . ( )       +−=      ∂ ∂ ∂ ∂ +      ∂ ∂ ∂ ∂ td hd xd hd UU z p h zx p h x 26 10 33 µ (2.1) Com o equacionamento proposto por Reynolds as condições necessárias à formação de um filme hidrodinâmico, separando as superfícies, estavam definidas. Estas condições são: a existência de fluido viscoso, velocidade relativa e convergência geométrica entre as superfícies. Segundo Dowson [3] a primeira metade do século XX pertenceu ao estudo da lubrificação hidrodinâmica, porém, na segunda metade é que se intensificam as pesquisas sobre situações tribológicas, onde a teoria hidrodinâmica até então conhecida, 4
  14. 14. não mais era suficiente para explicar os fenômenos ocorridos em diversos elementos de máquinas. Em 1916 Martin tentou explicar a formação de filme em dentes de engrenagens com a teoria hidrodinâmica, mas segundo seus cálculos as espessuras de filme seriam bem menores que as observadas na realidade. Os principais problemas com suas suposições estavam no fato de considerar as superfícies rígidas e a viscosidade constante. Estava evidente que era necessário estudar os regimes de lubrificação separadamente. Pinkus [2], ao descrever a história da evolução cientifica ocorrida nas últimas décadas apresenta os regimes atualmente reconhecidos: limítrofe, misto, elastohidrodinâmico e hidrodinâmico. O comportamento básico destes regimes de lubrificação pode ser entendido com a figura 2.1, denominada diagrama de Stribeck. Elastohidrodinâmico Coeficientedeatrito Hidrodinâmico Limítrofe Misto µ U / w Figura 2.1 – Diagrama de Stribeck [4]. 5
  15. 15. Com o diagrama de Stribeck é possível determinar em qual regime de lubrificação os elementos de máquinas estão predominantemente enquadrados. No regime limítrofe existe uma pequena parcela de fluido lubrificante aderida às superfícies, que não é capaz de desenvolver pressão suficiente para separar hidrodinamicamente às superfícies. Neste regime a propriedade mais importante é a capacidade de suportar cargas da camada de filme aderida à superfície. O regime misto seria apenas uma condição transitória entre o regime limítrofe e o elastohidrodinâmico. Trata-se de um regime instável, onde durante uma fração de tempo o fluido lubrificante formaria uma fina película nos picos de rugosidade podendo ser rompida, voltando a existir somente pequenas porções de fluido aprisionadas nos vales das rugosidades e assim sucessivamente. O que se entende como a região do diagrama de Stribeck denominada de elastohidrodinâmica seria aquela onde as espessuras de filme encontradas são da ordem da rugosidade superficial dos corpos em contato. Nesta região a deformação elástica das superfícies tem papel fundamental no entendimento da geração de pressão que ocorre no fluido lubrificante, que promove a separação das superfícies por um fino filme de lubrificante. Além da deformação elástica, a modificação da viscosidade do fluido, devido a esta geração de pressão hidrodinâmica, também influenciaria na separação das superfícies. Este regime será melhor abordado adiante devido a sua importância para o desenvolvimento deste trabalho. O regime hidrodinâmico apresenta as melhores condições de lubrificação, pois nele o coeficiente de atrito é determinado pela viscosidade do fluido lubrificante, uma vez que não há contato direto entre as superfícies, o coeficiente de atrito é então proveniente do cisalhamento de camadas do fluido. 6
  16. 16. Apresenta-se a seguir exemplos de situações em que ocorrem cada um dos regimes descritos: - Limítrofe: Um bom exemplo de onde acontece o regime de lubrificação limítrofe está nas guias lineares, onde a velocidade relativa entre as partes é baixa e a carga alta, dificultando assim a formação de filme hidrodinâmico. A propriedade mais importante para os lubrificantes destes elementos é a capacidade de aderir as superfícies que se deseja lubrificar e a resistência ao rompimento devido à compressão. - Elastohidrodinâmico: Engrenagens, cames e mancais de rolamento são exemplos clássicos de elementos que trabalham no regime elastohidrodinâmico, onde a relação entre a carga e a velocidade é suficiente para formar apenas um filme fino entre as superfícies. - Hidrodinâmico: Neste regime a relação entre a carga e a velocidade permite que sejam gerados um filme espesso de lubrificante e um campo de pressões suficiente para suportar a carga sem que haja contato entre as partes, os mancais de deslizamento são o melhor exemplo desta categoria. 2.1.1 - Lubrificação Elastohidrodinâmica (EHD) O fenômeno que ocorre na área de contato entre sólidos elásticos sob cargas relativamente elevadas separados por um filme líquido é conhecido como lubrificação EHD. Os exemplos típicos de situações onde encontramos este tipo de lubrificação são mancais de rolamento, engrenagens e cames. 7
  17. 17. Kragelsky [5] considera como a principal característica do regime elastohidrodinâmico existir uma espessura de filme de dimensão próxima à dimensão da rugosidade das superfícies em contato. Cheng [6] faz uma subdivisão da lubrificação elastohidrodinâmica, onde dois regimes de trabalho elastohidrodinâmicos são considerados, o primeiro como sendo de filme total e o segundo como sendo de filme parcial, de acordo com a relação entre a espessura de filme e a composição da rugosidade das superfícies. Esta relação é conhecida como parâmetro Λ. Na equação 2.2 é apresentada a formulação matemática para o parâmetro Λ, comumente utilizada por diversos autores. Λ = h0 / σ (2.2) Basicamente a diferença entre filme total e filme parcial pode ser avaliada pelo parâmetro Λ. Quando Λ é maior que 3, o regime é considerado como contato elastohidrodinâmico de filme total enquanto que quando Λ é menor que 3, representa o contato elastohidrodinâmico de filme parcial, a figura 2.2 exemplifica os contatos parcial e total. U1 U1 U2U2 Figura 2.2 – Representação simplificada de filme total e filme parcial [6]. 8
  18. 18. O parâmetro Λ é descrito por vários autores como preponderante na vida dos componentes em contato, uma vez que quanto menor for a espessura de filme, maior será a ocorrência de contato entre os picos de rugosidade. Na figura 2.3 é apresentada a variação qualitativa da vida de um componente em função do parâmetro Λ. O eixo das abscissas é o valor de Λ, no eixo das ordenadas está representada simbolicamente a vida do componente, ou seja, alterando o parâmetro Λ de 1 para 3, há um aumento de 3 vezes na vida do componente. 3 2 1 3 421 Vida Parâmetro Λ Figura 2.3 – Parâmetro Λ versus vida de um componente [3] Os tipos de contato entre as superfícies não planas podem, ainda, ser classificados conforme a geometria dos sólidos em contato como: contato em linha, ponto de contato e contato elíptico. Na figura 2.4 são mostrados os três tipos de contato. 9
  19. 19. Figura 2.4 – Representação dos tipos de contatos: (a) ponto, (b) linha e (c) elíptico [7]. (a) (b) (c) As primeiras análises sobre estas situações, onde de acordo com o formato dos corpos e suas propriedades mecânicas ocorrem deformações elásticas ou plásticas com o aumento da carga, foram feitas por Heinrich Hertz em 1881. Em seus trabalhos Hertz descreve de forma matemática o comportamento da pressão que atua localmente na região de contato, possibilitando prever o comportamento das deformações superficiais. Estes contatos entre corpos quaisquer são usualmente conhecidos por contatos de Hertz. Para o entendimento dos fenômenos que ocorrem no regime de lubrificação EHD é necessário considerar além da variação da viscosidade com a pressão a deformação elástica que ocorre nas superfícies dos corpos. Na figura 2.5 é mostrado como o movimento relativo entre as superfícies pode modificar a deformação já existente proveniente do contato de Hertz entre as superfícies. 10
  20. 20. P Estacionário(a) Filme viscoso P Deslizando(b) U Figura 2.5 – Representação da deformação das superfícies em condições EHD [8]. Na figura 2.5(a) o corpo superior apresenta somente a deformação proveniente do contato de Hertz, devido à carga P. Na figura 2.5(b) é possível perceber uma deformação adicional na superfície devido ao deslizamento de uma em relação à outra. Em altas taxas de cisalhamento, outro efeito deve ser levado em consideração, a modificação de certas propriedades do fluido lubrificante, em particular a viscosidade efetiva que pode tornar o fluido não-newtoniano [8]. Na figura 2.6 estão representadas a distribuição de pressão de Hertz e a distribuição real. Distribuição real Distribuição de Hertz h ho Figura 2.6 – Distribuição de Pressão em contatos de Hertz sob condições EHD[3]. 11
  21. 21. A distribuição de Hertz, é devida somente ao efeito da carga, já a distribuição real EHD apresenta um pico de pressão p na região de espessura mínima de filme ho, nesta região há um considerável aumento na viscosidade. Para cada um dos tipos de contato existem modelos matemáticos para se prever a espessura de filme existente entre os corpos. O contato em linha será aqui abordado, pois representa o contato existente tanto entre os dentes das engrenagens quanto o contato entre os discos da máquina disco-disco. Para o cálculo da espessura de filme, Martin considerou sólidos rígidos e lubrificante incompressível com viscosidade constante, para modelar o contato entre os dentes de uma engrenagem, e escreveu que a mínima espessura de contato em termos de grupos adimensionais seria conforme equação 2.3 [3]. H=4,9 V / W (2.3) Em 1949 Grubin e Vinogradov apresentaram uma formulação onde agregam o parâmetro G na avaliação da mínima espessura do filme, conforme equação 2.4 [3]. H=1,95 V8/11 G8/11 W -1/11 (2.4) O parâmetro G faz com que o modelo matemático desenvolvido para prever a espessura de filme, leve em consideração as propriedades elásticas do lubrificante e dos corpos em contato. Mais tarde Dowson reviu a espessura de filme para linha de contato, para fazê-la compatível com as observações experimentais, apresentando então a equação 2.5 [3]. 12
  22. 22. H=2,65 G0.54 V0.70 W -0.13 (2.5) Apesar de tribologicamente a espessura mínima de filme ter uma maior importância do ponto de vista do desgaste, outro modelo muito utilizado refere-se à espessura de filme central h, conforme a equação 2.6 [3]. h=3,06 R’G0,56 V0,69 W-0,11 (2.6) A principal dificuldade para o cálculo da espessura de filme utilizando os métodos acima é a determinação da temperatura na zona de contato. Isto é crítico porque a temperatura afeta a viscosidade do lubrificante na entrada do contato, onde o filme elastohidrodinâmico é formado, e conseqüentemente ocorre o atrito [9]. Para determinar a viscosidade ν(T) na temperatura T, será utilizada a equação 2.7, fornecida pela norma ASTM D 341 [10]. Loge[Loge(ν + 0,7)] = A – B(Loge T) (2.7) Onde ν é a viscosidade cinemática na temperatura T em Kelvin, sendo necessário fazer sua conversão para viscosidade dinâmica µ. Os valores de A e B são obtidos a partir de dois resultados de viscosidade para o fluido estudado, bastando medir sua viscosidade em duas temperaturas distintas, como por exemplo, 40ºC e 100ºC e teremos um sistema linear de duas equações com as duas incógnitas A e B. A faixa de viscosidade cinemática onde a constante 0,7 da equação 2.7 é válida está entre 2 e 2x107 cSt. 13
  23. 23. Segundo Höhn e Michaelis [11] apesar da viscosidade diminuir com o aumento da temperatura poderá ocorrer uma grande atividade química no óleo lubrificante com conseqüente melhora nas propriedades tribológicas do mesmo, ou seja, há um efeito não previsto com o aumento da temperatura, dependendo dos aditivos utilizados. Conforme as concentrações de aditivos poderá tanto ocorrer um aumento no desgaste quanto uma diminuição. Na figura 2.7 Riga et al. [12] mostram para o óleo Dexron 32 D, utilizando uma máquina FZG em diversas temperaturas, que o desgaste inicialmente cresce com o aumento da temperatura e em seguida cai. Pode-se perceber que a curva de desgaste em função da temperatura apresenta diferentes inclinações de acordo com a temperatura do ensaio, sendo que de 30ºC até 90ºC as curvas apresentaram aumento do coeficiente angular e a partir de então, houve uma queda do mesmo para a curva levantada a 120º. A metodologia de ensaio utilizada foi bem simples: a cada 24 horas de ensaio em uma determinada temperatura as engrenagens eram retiradas e pesadas, no total foram transcorridas 96 horas de teste. Na figura 2.7 estão os gráficos dos resultados obtidos. T=90ºC Óleo Dexron 32 D velocidade 0,05 m/s Desgaste T=120ºC T=60ºC Desgaste após 96 h T=30ºC Temperatura do óleoTempo de Ensaio Figura 2.7 – Influência da temperatura no desgaste.[12] 14
  24. 24. Dois tipos de lubrificação EHD podem ser definidos: severo ou suave. O regime EHD severo acontece quando os materiais têm alto módulo de elasticidade, tal como metais. Em ambos os casos, a influência da pressão sobre a viscosidade tem um importante papel junto com a deformação elástica dos corpos. O regime EHD suave relaciona-se com materiais de baixo módulo de elasticidade, tais como borrachas ou plásticos. As baixas pressões no contato não afetam a viscosidade do lubrificante significantemente. O atrito, ou tração em EHL, é principalmente determinado pelo que ocorre na região de alta pressão. A tração é definida como a força gerada no contato que resiste ao movimento relativo das superfícies em contato. Isto está diretamente ligado à perda de potência em componentes mecânicos. Na figura 2.8 está representado o engrenamento entre um par de engrenagens de dentes retos, onde é mostrado como o coeficiente de tração é importante em elementos mecânicos. Figura 2.8 – Representação do contato entre engrenagens [13]. Para engrenagens é desejável que a tração no contato entre os dentes seja o menor possível, uma vez que está diretamente ligada à eficiência mecânica e ao desgaste dos dentes. O deslizamento das superfícies tem seu valor máximo no início e no fim do contato, passando por uma região nula exatamente no diâmetro primitivo. 15
  25. 25. Porém, no diâmetro primitivo são encontradas as maiores cargas, enquanto que no início e no fim do engrenamento a carga é bem reduzida. Esta combinação entre a carga e o deslizamento da superfície será abordada mais especificamente no capitulo seguinte, devido à sua importância para o trabalho. O conhecimento da tração no contato é de fundamental importância para o estudo de diversos elementos de máquinas, como por exemplo, mancais de rolamento, cames e pistões. Uma curva de tração típica obtida em uma máquina de dois discos, medida por Johnson e Tevaarwerk, é mostrado na figura 2.9. Coeficientedetração(Fat/w) 1,03GPa Térmica 0,68GPa 0,51GPa Não-Linear 0,40GPa Linear Taxa de deslizamento por rolamento (∆U/U) Figura 2.9 – Medida da tração numa maquina disco-disco.[6] Na figura 2.9 são destacadas três regiões com comportamentos muito diferentes, a primeira é a região linear, onde o lubrificante tem resposta newtoniana. A segunda é a região não-linear, onde com o aumento da relação de deslizamento/rolamento S, o fluido deixa de ter um comportamento newtoniano. Na região térmica, o coeficiente de tração sofre influência do calor gerado pelo cisalhamento do fluido lubrificante, apresentando uma leve diminuição em seu valor com o acréscimo da taxa de deslizamento/rolamento. 16
  26. 26. 2.1.2 - Reologia de Lubrificantes em Lubrificação EHD A reologia pode ser definida como a ciência que estuda a relação existente entre deformação de corpos e as tensões que promoveram tais deformações. Geralmente o estudo da reologia é feito em líquidos e gases, porém, Schramm [14] afirma que tudo é capaz de fluir. O exemplo mais claro de como os sólidos são capazes de fluir é encontrado nos equipamentos de laminação, onde o material a ser conformado mecanicamente sofre uma considerável redução em sua espessura com conseqüente aumento de seu comprimento a figura 2.10 representa o processo de laminação. Figura 2.10 – Representação esquemática do processo de laminação de chapas. Os equipamentos utilizados para medir as propriedades viscoelásticas de sólidos, semi-sólidos e fluidos são os reômetros. Basicamente pode-se ter um reômetro para cada tipo de fluxo encontrado. Os modelos de reômetro mais utilizados são mostrados na figura 2.11. (e)(a) (c) (d)(b) Figura 2.11 – Reômetros [14]. 17
  27. 27. Os reômetros exemplificados acima podem ser utilizados para o estudo de diversas aplicações de engenharia, como por exemplo: (a) pintura ou aplicação de cola; (b) mancais de deslizamento; (c) escoamento de fluidos em tubos circulares; (d) e (e) mancais hidrostáticos. É importante diferenciar o comportamento reológico dos sólidos e dos fluidos, pois os sólidos ao serem submetidos a uma tensão de cisalhamento, caso não seja excedida sua faixa elástica, apresentam uma deformação angular γ tal que, ao cessar a tensão, retorna ao estado inicial. A figura 2.12 exemplifica este fenômeno. Figura 2.12 – Deformação de um corpo devido à tensão de cisalhamento [13]. A tensão de cisalhamento pode ser descrita pela equação 2.8. τ = Gy dL/dz = Gy.tan(γ) ≅ Gy γ (2.8) Nos líquidos o comportamento é bastante diferente, pois a energia utilizada para sua deformação é dissipada pelo fluido na forma de calor, não sendo, portanto, reversível o processo. Nos líquidos o mais importante para o processo de deformação é a taxa de cisalhamento, que é a medida da deformação por unidade de tempo. A equação 2.9 mostra a tensão de cisalhamento para fluidos. 18
  28. 28. τ = µ (dγ/dt) (2.9) Esta relação linear entre a tensão de cisalhamento e a taxa de cisalhamento é conhecido como comportamento newtoniano, porém, existem diversos fluidos que não apresentam tal comportamento, ou seja, respondem de forma não linear e, portanto, são conhecidos como fluidos não-newtonianos. Entre os fluidos não-newtonianos, existem aqueles cujo µ é independente do tempo e os que o µ é dependente do tempo. Os independentes do tempo são os pseudoplásticos (soluções poliméricas, suspensões coloidais), os dilatantes (suspensões de amido e areia) e os plásticos de Bingham (argila, pasta dental, lama de perfuração). A figura 2.13 apresenta uma comparação destes comportamentos com o comportamento linear dos fluidos newtonianos. Figura 2.13 – Comportamento reológico de vários fluidos: (1)newtoniano; (2)pseudoplástico; (3)dilatante e (4)plástico de Bingham [14]. Os fluidos que têm comportamento dependente do tempo são os tixotrópicos (apresentam queda na viscosidade aparente com o tempo, quando submetidos à tensão de cisalhamento), os reopéticos (apresentam aumento na viscosidade aparente com o 19
  29. 29. tempo, quando submetidos à tensão de cisalhamento) e os viscoelásticos (retorna parcialmente, depois de cessada a tensão, a sua configuração inicial). Para a modelagem do comportamento de um corpo qualquer, existem dois modelos básicos, que combinados entre si, fornecem matematicamente o equacionamento necessário ao estudo do comportamento da deformação proveniente da aplicação de uma tensão transversal. Os modelos são o modelo elástico e o viscoso, a figura 2.14 mostra o comportamento destes dois modelos. Figura 2.14 – Modelos básicos para deformação em função da tensão: (A) Elástico e (B) Viscoso [14]. No modelo (A) elástico, a analogia é feita considerando o fluido com comportamento similar a uma mola, já no modelo (B) viscoso o comportamento do fluido é comparado a um amortecedor. Para o estudo de lubrificantes o modelo utilizado é conhecido como viscoelástico, pois apresenta uma combinação simples dos dois modelos básicos. Os dois modelos viscoelásticos mais elementares são conhecidos como sólido de Kelvin- Voigt e líquido de Maxwell, na figura 2.15 são mostradas estas duas modelagens. 20
  30. 30. Figura 2.15 – Modelos viscoelásticos: (A) Kelvin-Voigt e (B) Maxwell [13]. Para o estudo dos óleos lubrificantes o modelo que mais se aproxima da realidade é modelo de Maxwell, onde a deformação total é igual à soma das deformações da mola e do amortecedor, e a tensão total é igual à tensão desenvolvida na mola e no amortecedor. Portanto, a equação 2.10 representa a equação diferencial da deformação. td d Gtd d td d td d td d molaramortecedo τ µ τγγγγ 1 +=⇒+= (2.10) Entretanto, este modelo viscoelástico de Maxwell por vezes é estritamente resumido, não condizendo com a realidade dos lubrificantes encontrados na prática. Diversos autores desenvolveram seus modelos ao longo dos anos, porém Bair e Winer [15] em 1979 apresentaram resultados experimentais onde a partir de viscosímetros pressurizados foram obtidos os limites de tensão de cisalhamento, e a partir destes resultados foi possível perceber que o lubrificante apresentava comportamento elástico, viscoso e também plástico. 21
  31. 31. Com estes resultados Bair e Winer [16] publicaram outro artigo onde propuseram modificações na equação básica de Maxwell adicionando o limite de tensão de cisalhamento plástico, ficando a equação diferencial da deformação conforme equação 2.11.       −−= ∞ L L td d G τ τ µ ττ γ 1ln 1 0 (2.11)& . γ Três estados não-lineares foram apresentados por Bair e Winer [16] a partir da equação 2.11. São eles o viscoelástico, o viscoplástico e o elastoplástico. O viscoelástico caracteriza-se por um limite de tensão de cisalhamento significativamente maior que todas as outras tensões de cisalhamento do contato, enquanto que no estado viscoplástico o valor do limite do modulo de cisalhamento elástico é suficientemente grande para que todo o fenômeno possa ser governado somente pela segunda parcela da equação 2.11, já o estado elastoplástico ocorre quando as deformações para baixas tensões são governadas pelo termo elástico e as grandes deformações são controladas pela tensão limite, ou seja, toda a equação 2.11 é utilizada na descrição da parcela elástica e plástica do estado. Vários autores desenvolveram seus equacionamentos de acordo com o equipamento utilizado e os fluidos ensaiados. Na figura 2.16 está uma comparação entre os equacionamentos propostos. Höglund [17] publicou um trabalho em 1999 onde resume o equacionamento do comportamento de um lubrificante submetido às condições elastohidrodinâmicas desenvolvidos ao longo dos anos. Na tabela 2.1 é mostrado estes diferentes modelos não-Newtonianos propostos. 22
  32. 32. Figura 2.16 – Comparação entre os modelos propostos de fluidos não-newtonianos [17]. Tabela 2.1 – Modelos matemáticos propostos para o comportamento dos fluidos [17]. Modelo fluido Taxa de cisalhamento[γ] Viscosidade efetiva adimensional [µef /µ] Newtoniano µτ / 1 Eyring (1936) [ 3/LE ττ = ] )/sinh()/( EE ττµτ )]/sinh([/ EE ττττ Bair e Winer (1979) 1 )/1ln()/( − − LL ττµτ )]/1[ln(/)/( LE ττττ −− Gecim e Winer (1980) )/(tan)/( 1 LL ττµτ − )/(tan/)/( 1 LL ττττ − Livonen e Hamrock (1989) ]1)/1[()/( 1 −− − LL ττµτ )/1( Lττ− Lee e Hamrock (1990) 2/12 ])/(1[)/( − − Lττµτ 2/12 ])/(1[ Lττ− Elsharkawy e Hamrock (1991) nn L /1 ])/(1[)/( − − ττµτ nn L /1 ])/(1[ ττ− . 2.2 - Desgaste em condições EHD O desgaste de materiais é um processo de destruição dos sólidos em atrito, que acarreta em redução de material das partes na direção perpendicular ao movimento. A taxa de desgaste em corpos em deslizamento depende das propriedades dos materiais 23
  33. 33. em contato, do tratamento das superfícies e do seu acabamento superficial e também das condições operacionais, carga, temperatura, lubrificação entre outras [1]. O desgaste apresenta três fases comumente identificadas, a fase de amaciamento, a de desgaste permanente e o período de desgaste severo [18]. Na figura 2.17 as três fases estão representadas. O amaciamento é o estado inicial de desgaste de elementos novos postos a operar, nesta fase a rugosidade dos materiais em contato é alterada devido ao contato entre as superfícies. Esta fase apresenta um desgaste mais acentuado das superfícies e, conseqüentemente, uma maior geração de calor, acompanhado de modificações tanto na geometria quanto nas propriedades físicas e mecânicas dos materiais. Severo Taxadedesgaste Amaciamento Permanente Tempo ou distância Figura 2.17 – Estágios de desgaste de um componente genérico[18]. A fase de desgaste permanente apresenta as menores taxas de desgaste, uma vez que as superfícies em atrito já entraram em um regime de trabalho onde as superfícies e os materiais já se acomodaram aos parâmetros operacionais de funcionamento. A fase de desgaste severo ocorre devido ao fato de as subcamadas das superfícies não apresentarem as mesmas propriedades da superfície. Podem ser citadas como exemplo, os núcleos dos dentes de engrenagens que são mais dúcteis que sua superfície. Tais subcamadas podem desprender-se, devido à fadiga ou devido ao 24
  34. 34. desgaste natural das partes em contato, a partir de um determinado ponto na vida do elemento. Deste modo passa a ocorrer o contato entre superfícies sem as características iniciais. O desgaste em elementos de máquinas pode ocorrer devido a diferentes mecanismos, tais como: fadiga da sub superfície, ataques químicos, ação eletrolítica, entre outros. Segundo Barwell [19] estes mecanismos podem aparecer de forma única ou combinados entre si, tornando difícil a obtenção de fórmulas matemáticas para prever a taxa de desgaste, sem que sejam referenciadas as condições operacionais de cada caso. A equação 2.12 tenta descrever a taxa de desgaste com um número limitado de variáveis [19]. ϕ = k P U / D (2.12) Os fatores que afetam a taxa de desgaste são: a carga específica, as propriedades dos materiais, o coeficiente de atrito, a rugosidade e a ondulação das superfícies, a interação molecular no contato e os parâmetros operacionais [1]. As principais propriedades dos materiais que têm influência significativa na taxa de desgaste são o módulo de elasticidade e a tensão de cisalhamento, pois estão ligados à deformação e ao cisalhamento das superfícies. O coeficiente de atrito tem papel fundamental no desgaste, porém, é muito difícil determinar matematicamente sua dependência, porque o atrito varia com outros fatores como a rugosidade das superfícies e as propriedades mecânicas dos materiais. A interação molecular no contato talvez seja a forma mais eficiente de se alterar a taxa de desgaste, visto que, ao adicionar um filme lubrificante entre as superfícies, a taxa de desgaste diminui vertiginosamente, aumentando assim, de forma exponencial a 25
  35. 35. vida dos componentes. A interação molecular também varia com fatores como a rugosidade superficial e a tensão de cisalhamento dos materiais. Os efeitos dos parâmetros operacionais velocidade e temperatura são de difícil compreensão, uma vez que a velocidade pode interferir de forma substancial na geração de calor, modificando assim a viscosidade do lubrificante, porém as velocidades das superfícies também determinam a espessura de filme lubrificante que existirá entre os corpos em trabalho. Apesar de diversos autores apresentarem inúmeras formulações matemáticas para se prever a vida de uma infinidade de componentes mecânicos, nem todos os elementos de máquinas possuem ainda um equacionamento satisfatório ao seu entendimento, portanto, diversas vezes são necessários ensaios tribológicos e de campo para que se possa estudar o comportamento dos componentes utilizados. Durante os ensaios tribológicos, é possível perceber o tipo de falha ocorrida e a partir disto, estudar a melhor forma de evitar sua ocorrência na prática. Na figura 2.18 são mostrados os principais danos ocorridos em superfícies. Alterações estruturais Modifica as propriedades mecânicas da superfície Deformação plástica Pode iniciar fadiga ou quebra Quebra da superfície Não há desgaste, mas pode falhar catastroficamente. Corrosão Pode acelerar o desgaste Desgaste Perda continua de material da superfície Ganho de material Resultado da transferência de material Figura 2.18 – Representação dos principais dados em superfícies [18]. 26
  36. 36. O desgaste em condições EHD pode ser dividido em quatro mecanismos principais: fadiga, corrosão, abrasão e adesão. Geralmente a falha por desgaste está relacionada a mais de um tipo de mecanismo. O desgaste por fadiga é proveniente, como o próprio nome diz, da aplicação cíclica de carga nas superfícies em contato. Os dentes de engrenagem são um bom exemplo de superfícies que trabalham com cargas de compressão alternada. A forma mais comum de fadiga superficial é conhecida como “pitting” e ocorre quando pequenas partes da superfície são sobrecarregadas. Quando isto ocorre, pequenas trincas nas subsuperfícies se propagam até a superfície após um determinado número de ciclos. Outra forma de desgaste muito conhecida é o “breakage”, que é uma falha catastrófica do núcleo do material por operar em cargas superiores ao limite do material, onde geralmente uma trinca se propaga após poucos ciclos de trabalho. O desgaste por “spalling” tem o mesmo mecanismo do “pitting”, porém grandes lascas ou cavacos são removidos da superfície. Figura 2.19 – Exemplo de desgaste por “Pitting” [11]. Figura 2.20 – Exemplo de desgaste por “Spalling” [11]. O desgaste corrosivo é proveniente da presença de produtos corrosivos, tais como água ou ácidos. Em engrenagens, por exemplo, o material corroído é removido a cada ciclo, deixando livre para um próximo ataque uma nova parte da superfície. 27
  37. 37. Alguns aditivos podem ser utilizados nos lubrificantes de forma a proteger as superfícies ou inibir a formação de ácidos oriundos da oxidação do próprio lubrificante. O desgaste abrasivo tem como característica a presença de pequenas partículas duras, porém maiores que a espessura de filme lubrificante que separa as superfícies. O tipo mais conhecido de desgaste abrasivo é conhecido como “scratching”, ensaios laboratoriais podem dizer o material das partículas abrasivas dando, assim, indicações de qual elemento do sistema está contaminando o lubrificante. Figura 2.21 – Exemplo de desgaste abrasivo [12]. O desgaste por adesão ocorre quando o filme lubrificante não é capaz de manter as superfícies totalmente separadas, havendo então, contato entre os picos de rugosidade. Este contato entre os picos de rugosidade gera micro-soldagens acarretando a remoção de material. A forma de desgaste por adesão mais conhecida é o “scuffing” ou “scoring”. Figura 2.22 – Exemplo de desgaste por “Scuffing” [11]. 28
  38. 38. Outras formas de desgaste tais como, “plastic flow” e “burning”, que não se enquadram em nenhuma das quatro categorias anteriores, também ocorrem na prática. O “plastic flow” é um tipo de desgaste proveniente da falha do material, e representa uma deformação da superfície devido a altas cargas de compressão. Geralmente ocorre em metais leves tais como alumínio ou bronze, e é facilmente identificado por ter parte do material da superfície extrudado ao longo do inicio e do fim da superfície. O desgaste chamado “burning” ocorre quando as superfícies dos materiais em contato são submetidas a temperaturas elevadas, a ponto de modificarem o tratamento térmico feito nas superfícies, tornando-as menos duras. Esta parte que sofre diminuição da dureza superficial é rapidamente removida caso a carga entre os corpos não seja retirada. As superfícies atacadas por “burning” apresentam uma descoloração característica do aquecimento, caso a fonte de calor seja externa, basta que seja feito um trabalho de resfriamento do lubrificante para que acabe o problema, porém, esta geração de calor pode ser oriunda do próprio atrito entre as superfícies, sendo então necessário que a lubrificação utilizada seja melhorada. 2.3 - Metodologias de investigação de desgaste O estudo do atrito e do desgaste proveniente do mesmo visa principalmente obter informações que auxiliem nos projetos, ou desenvolver materiais que melhor se adaptem às condições impostas de trabalho ou fazer o controle de qualidade dos elementos em operação. Os testes tribológicos necessários ao estudo do desgaste podem ser classificados de acordo com o seu grau de realismo, conforme figura 2.23. 29
  39. 39. Teste de componente Teste de subsistema Teste de bancada Teste de campo Classificação Aumentodorealismo Quedadocusto Teste de modelo Teste simplificado de componente Figura 2.23 – Classificação dos testes tribológicos [18]. Algumas metodologias de investigação estão disponíveis para que seja possível, de forma viável economicamente e num espaço de tempo relativamente curto, simular as condições de trabalho de diversos elementos de máquinas. As metodologias de investigação do desgaste e atrito mais comuns estão representadas esquematicamente na figura 2.24. (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) (h) Figura 2.24 – Representação simplificada dos principais equipamentos de ensaio tribológico de desgaste [20]. 30
  40. 40. A vida de um componente pode ser obtida determinando-se o tempo ou a distância que um determinado corpo de prova suporta até que seu coeficiente de atrito atinja um valor pré-escolhido [20], que no caso de lubrificantes pode ser Cat=0.2, por exemplo. Geralmente, em tais ensaios, a força é aplicada de forma gradativa até que ocorra a falha. Na figura 2.24(a) está representado o ensaio “Four-Ball”, onde uma esfera é posta a girar contra outras três esferas estacionárias. Já a figura 2.24(b) mostra o funcionamento do tribômetro pino-disco, que consiste em aplicar uma carga sobre um pino em contato com um disco que gira. Outro equipamento padronizado conhecido como “Timken Test” está mostrado esquematicamente na figura 2.24(c). Na figura 2.24(d) é apresentado um ensaio onde um cilindro é posto a atritar contra uma lâmina, pressionada sobre o mesmo. A figura 2.24(e) simboliza o ensaio “Falex”, onde dois blocos com formato em “V” são pressionados contra um pino girando. Outro teste parecido com o “Falex” é mostrado na figura 2.24(f), que consiste em duas metades de cilindro em contato com um pino central. Na figura 2.24(g) está representado um teste de desgaste onde uma das faces de um disco girante é posta a atritar contra uma superfície plana. Por último, a figura 2.24(h) mostra dois cilindros concêntricos, onde um é forçado a deslizar por dentro do outro. No ensaio “Timken” a pista de um mancal de rolamento é posta a atritar contra um bloco de aço padronizado fixo, enquanto um fluxo constante de lubrificante é mantido. A rotação é mantida constante e seu valor normalizado, enquanto a carga é aplicada de forma escalonada através de um braço de alavanca. O resultado é reportado de acordo com a carga que o sistema suportou antes que a marca de desgaste atingisse um tamanho pré-estabelecido. 31
  41. 41. Na figura 2.25 é possível perceber que dois blocos em formato de “V” são pressionados contra um pino, este ensaio é conhecido como “Falex Test”. Este teste consiste em determinar o limite de carregamento antes que o pino quebre por cisalhamento. Neste ensaio, basicamente, os dois blocos em “V” são postos a atritar contra um pequeno eixo com rotação constante, e a carga aplicada aos blocos quando ocorre o rompimento do eixo é o resultado do teste. Trava do eixo Eixo Blocos em “V” Figura 2.25 – Representação do teste Falex [21]. A máquina de testes “Four-Ball” é utilizada para ensaios quando se deseja avaliar as propriedades EP (extrema pressão) de lubrificantes. O ensaio consiste em pressionar uma esfera girando contra outras três fixas imersas no lubrificante a ser ensaiado [22]. Na figura 2.26 é mostrada a câmara de testes. Mandril Esferas de aço Porca de travamento Cuba Prato Figura 2.26 – Representação da câmara de testes “Four-Ball” [22]. 32
  42. 42. Com este aparato experimental é possível determinar a capacidade de carga de um fluido lubrificante. Duas medidas podem ser feitas: o índice de carga-desgaste e a carga de soldagem [23]. O índice de carga-desgaste é a média das dez cargas aplicadas antes da soldagem das esferas, porém, na prática este índice não é muito utilizado. Um dos ensaios mais realizados com este equipamento é a medida da cicatriz que ocorre nas três esferas estacionárias, sob uma determinada rotação e carga aplicada. Esta medida oferece um bom parâmetro de comparação entre os lubrificantes ensaiados, uma vez que, quanto maior for a propriedade de proteção das superfícies, menor será o diâmetro das cicatrizes nas três esferas. O ensaio de carga de soldagem consiste em aumentar gradativamente a carga aplicada até que seja determinada a menor carga onde ocorre a soldagem das quatro esferas. Algumas vezes, devido a propriedades intrínsecas ao lubrificante ensaiado, não ocorre a soldagem das esferas, porém ocorre um elevado desgaste das mesmas. Quando isso ocorre, a carga onde o diâmetro das cicatrizes for igual a 4mm é reportada como a carga de soldagem. Algumas modificações interessantes podem ser realizadas em uma máquina de ensaios “Four-Ball” com o intuito de investigar o comportamento tribológico dos lubrificantes. Piekoszewski et al. [24] em 2001 apresentaram seu trabalho utilizando uma máquina de ensaios “Four-Ball” modificada, de forma que os acréscimos de carga não fossem mais feitos de forma discretizada, mas sim de maneira continua até a carga de soldagem. Na figura 2.27 é apresentada esquematicamente a máquina por eles modificada. 33
  43. 43. Figura 2.27 – Desenho simplificado da máquina “Four-Ball” modificada [24]. Onde o motor (3) aciona um fuso que desloca a carga (2) ao longo do braço (1). Ao deslocar a carga com velocidade constante pelo braço de alavanca que faz o carregamento nas esferas, varia continuamente o carregamento ao longo do tempo, sendo possível determinar exatamente a carga de soldagem. 2.3.1 - Ensaio FZG para Óleos Lubrificantes de Engrenagens O ensaio de óleos lubrificantes na máquina FZG com acréscimo escalonado de carga aplicada, tem por objetivo determinar o limite de solicitação que pode ser aplicado ao óleo lubrificante. O limite é caracterizado pela ocorrência de riscos e pontos de corrosão nas superfícies dos dentes das engrenagens [25]. O método consiste em girar as engrenagens dentro de um banho do óleo lubrificante a ser ensaiado com rotação constante e temperatura inicial do óleo pré-fixada. Aumenta-se gradualmente o carregamento nas engrenagens e, a cada nova etapa, verificam-se visualmente as alterações superficiais dos flancos dos dentes. O aumento da carga é feito aumentando- 34
  44. 44. se o torque na barra de torção (eixo 10), o aumento do torque a cada estágio é feito desligando-se a máquina, afrouxando-se os parafusos do acoplamento 4, inserindo o pino de retenção 5, adicionando pesos calibrados na alavanca 6 e após acrescentado a carga correspondente ao estágio desejado, os parafusos do acoplamento 4 são novamente apertados e o pino de retenção retirado, transmitindo assim o torque para os eixos do equipamento. Na figura 2.28 mostra-se a máquina de ensaio FZG com seu circuito de potência e aplicação de carga. 1 – Pinhão do ensaio 7 – Acoplamento de medição 2 – Engrenagem de ensaio 8 – Sensor de temperatura 3 – Transmissão 9 – Câmara de testes 4 – Acoplamento p/ carga 10 – Eixo 1 5 – Pino de retenção 11 – Eixo 2 6 – Alavanca 12 – Motor elétrico Figura 2.28 – Desenho simplificado da máquina FZG segundo norma ASTM D 5182 [26]. 35
  45. 45. Existem 12 estágios possíveis nesta máquina, cada um deles caracterizado por um aumento na carga, ou seja, aumento na força normal entre os dentes das engrenagens. Na tabela 2.2 são apresentados os valores da força normal e da máxima compressão de Hertz nos dentes das engrenagens para cada estágio. Tabela 2.2 – Força aplicada e pressões de Hertz utilizadas no FZG [25]. Grau Força aplicada no FZG [N] Pressão de Hertz [N/mm2 ] 1 99,0 146 2 407,0 295 3 1044 474 4 1800 621 5 2786 773 6 4007 927 7 5435 1080 8 7080 1232 9 8949 1386 10 11029 1538 11 13342 1691 12 15826 1841 O estágio de falha é aquele no qual a soma do desgaste (todas as estrias e pontos de corrosão) do pinhão ultrapassar 20mm, que é a largura dos dentes das engrenagens. Cada estágio tem a duração de 15 minutos, o material que utilizado na fabricação dos corpos de prova tem um alto teor de manganês e cromo (20MnCr5) e os tratamentos térmicos empregados visam não só aumentar a sua resistência superficial, mas também garantir que os mesmos não venham a quebrar durante o ensaio. Na tabela 2.3 estão descritas as principais informações referentes à fabricação das engrenagens de teste. 36
  46. 46. Tabela 2.3 – Descrição das engrenagens tipo A do FZG segundo ASTM D 5182 [26]. Parâmetro Pinhão Coroa Unidade Largura do dente 20 mm Diâmetro primitivo 73,2 109,8 mm Diâmetro externo 88,7 112,5 mm Módulo 4,5 mm Número de dentes 16 24 Correção do perfil 0,8635 -0,5103 Ângulo de pressão 22,5 Graus Dureza superficial 60 a 62 Rockwell C Rugosidae superficial (Ra) 0,3 a 0,7 µm 2.3.2 - Análise cinemática do ensaio FZG Embora tanto o contato entre os flancos dos dentes das engrenagens de dentes retos quanto o contato entre dois cilindros com eixos paralelos sejam classificados como o contato em linha, ao comparar o engrenamento dos dentes com o contato entre cilindros, diversos fatores devem ser levados em consideração, visto que a geometria do engrenamento varia durante a operação, enquanto que na geometria cilíndrica dos discos é constante. As engrenagens do FZG possuem perfil evolvental de geração dos dentes, portanto, o raio de curvatura do ponto de engrenamento varia, conforme o ponto de contato entre os dentes se desloca [27]. Na figura 2.29 é possível notar a diferença entre o raio de curvatura no ponto A e no ponto B. 37
  47. 47. Figura 2.29 – Representação esquemática da variação do raio de curvatura [27]. Sabendo que o raio de curvatura varia ao longo do engrenamento, é razoável perceber que a pressão de contato de Hertz irá variar, uma vez que a mesma é função do raio das superfícies em contato. Sendo assim, torna-se necessário estabelecer um critério para a escolha do raio de curvatura característico das engrenagens do FZG, uma vez que não é possível variar o diâmetro dos discos de teste durante o ensaio conforme ocorre com o raio de curvatura dos dentes de engrenagens. Sendo o significado físico do perfil evolvental o desenrolar de uma corda sobre a circunferência de base, então podemos inferir que o raio de curvatura varia de zero (no pé do dente) até um valor máximo (na cabeça do dente), passando por um valor intermediário no diâmetro primitivo. Devido às diferenças na geometria das duas engrenagens teremos no ponto de contato das duas evolventes valores diferentes de raio de curvatura para cada uma das engrenagens. 38
  48. 48. Para o cálculo do raio de curvatura no diâmetro primitivo foi utilizada a definição de envolvente, conforme figura 2.30. R ∅ primitivo αRp Figura 2.30 – Representação esquemática dos raios de um dente de engrenagem com perfil evolvental. Sabendo que o raio de curvatura é perpendicular ao raio de base, temos que o triângulo formado pelo raio de base, o raio primitivo e o raio de curvatura é um triângulo retângulo, portanto: Rc= Rp sen α (2.13) Sendo o ângulo de pressão α=22,5º e o raio primitivo Rp igual a 36,6 mm para o pinhão e 54,9 mm para a coroa, respectivamente, teremos que Rc do pinhão igual a 14 mm e Rc da coroa igual a 21 mm. Portanto, o raio de curvatura equivalente para as engrenagens R’eng será igual a 8,4 mm. A velocidade de rolamento (Urol) no contato entre os dentes de engrenagens é calculada utilizando a equação 2.14. Urol = ω Rp sen α (2.14) 39
  49. 49. Portanto, Urol será 3,15 m/s. Para o cálculo da velocidade de rolamento, é indiferente utilizar os dados referentes ao pinhão ou à coroa. As velocidades de deslizamento no início e no fim do engrenamento, foram calculadas com a equação 2.15 [28]. Udesl = ω B1B2 (2.15) Onde B1B2 é o comprimento da reta de ação e ω a velocidade angular, resultando então, respectivamente em Udesl no inic igual a 4,1 m/s e Udesl no fim igual a 2,7 m/s. Para montar o gráfico de como a carga P e a velocidade de deslizamento Udesl variam ao longo da reta de ação foi utilizada a aproximação na qual a carga foi dividida igualmente quando dois pares de dentes estão engrenados. A fração do tempo em que o engrenamento tem dois pares engrenados é dado pelo grau de recobrimento. Para o cálculo do grau de recobrimento utilizou-se a equação 2.16 [28]. GR = 1/pe cosα | (Rcab2 2 –Rbase2 2 )1/2 +(Rcab1 2 –Rbase1 2 )1/2 -(Rp1+Rp2)senα | (2.16) Os valores de α, Rcab e Rp foram retirados da tabela 2.3 e os valores de Rbase foram calculados, resultando em GR igual a 1,39. Sabendo que grau de recobrimento é a fração de tempo onde há dois pares de dentes em funcionamento, temos que em 39% do tempo haverá dois pares engrenados, ou seja, em 61% do tempo somente um par estará trabalhando. Como a velocidade sobre a reta de ação de um perfil evolvental não varia, pode-se dizer que em 61% do comprimento da reta de ação somente um par de dentes estará trabalhando. 40
  50. 50. A reta de ação para as engrenagens do FZG tem 18mm, então, podemos dizer que em aproximadamente 11mm haverá somente um par de dentes engrenado. Na figura 2.31 é mostrado como estes 11mm estão distribuídos sobre a reta de ação, de 3,7mm a 14,7mm. Carga [P] 100% 50% 4,1 m/s Velocidade [m/s] Comprimento da linha de ação [mm] Figura 2.31 – Gráfico da carga e velocidade de deslizamento nas engrenagens do FZG. 2.4 - Lubrificantes Sempre que se adiciona um elemento entre superfícies em movimento relativo com a finalidade de modificar o atrito ou o desgaste entre as mesmas, pode-se considerar tal elemento como um agente lubrificante. Diversos elementos foram utilizados ao longo dos anos como lubrificantes, alguns exemplos são os óleos de origem animal ou vegetal e até mesmo a água. Porém, com o uso mais intensivo do petróleo, estes lubrificantes passaram a ter papel secundário do ponto de vista industrial. As formas mais comuns de lubrificantes para equipamentos mecânicos são os lubrificantes fluidos, as graxas e os lubrificantes sólidos. Entre os lubrificantes fluidos, os mais encontrados na prática são os óleos minerais. Mesmo sendo os óleos 41
  51. 51. lubrificantes minerais os fluidos mais utilizados na lubrificação de engrenagens, as graxas são muito usadas em sistemas que trabalham com baixa velocidade, pois nesta condição os óleos não são capazes de formar um filme lubrificante com espessura suficiente para proteger as superfícies do desgaste e promover a redução do atrito, o que ocasiona diminuição da eficiência mecânica do engrenamento, além de em baixas velocidades não haver a necessidade da ação refrigerante que os óleos possuem, viabilizando assim o uso das graxas. Os lubrificantes sólidos são utilizados em três principais aplicações, primeiro, onde as condições de trabalho, como por exemplo a temperatura, são extremamente altas a ponto de não ser possível a utilização de fluidos ou graxas. Outra aplicação é em situações onde a geração de calor através do atrito é muito pequena, não necessitando assim de remoção do calor gerado, por último, em casos onde se deseja aumentar a capacidade de carga de engrenagens, uma vez que os lubrificantes sólidos formam uma camada superficial capaz de suportar cargas mais altas que os lubrificantes líquidos. Os óleos lubrificantes serão abordados mais especificamente neste trabalho devido às características do objeto de estudo deste trabalho. Os óleos lubrificantes são formados por um óleo básico com adição de aditivos, normalmente os aditivos são fornecidos na forma de pacotes, que reúnem um conjunto deles. 2.4.1 - Óleos básicos Os óleos básicos minerais são obtidos a partir de cortes obtidos na destilação a vácuo do petróleo. Comumente esses cortes destilados são denominados em função de sua viscosidade como: “Spindle”, Neutro Leve, Neutro Médio, Neutro Pesado e “Bright 42
  52. 52. Stock”, sendo que a viscosidade cresce do “Spindle” para o “Bright Stock”. Este último, além do processo de fracionamento a vácuo, necessita de passar pelo processo de desasfaltação a propano para sua obtenção. Cada um dos cortes destilados e também o desasfaltado passa por outras etapas de processamento nas quais se busca o enquadramento de suas propriedades, de acordo com as especificações vigentes. Na figura 2.32 é apresentado o processo de destilação fracionada de petróleo para a obtenção de óleos lubrificantes. Gás Gasolina Spindle TorreAtmosférica TorredeVácuo Nafta Neutro Leve Querosene Neutro Médio Neutro PesadoÓleo Diesel Resíduo Resíduo de Bright Stock Figura 2.32 – Resumo do processo de refino dos óleos minerais. Os óleos básicos com predominância parafínica são bastante utilizados em formulações para motores, turbinas, engrenagens e sistemas hidraulicos, pois apresentam naturalmente um elevado índice de viscosidade (IV). O índice de viscosidade indica o quanto a viscosidade varia com a temperatura, alto IV significa menor variação da viscosidade com a temperatura. 43
  53. 53. Os óleos de base sintética são empregados quando se necessita de alguma propriedade não atendida pelo óleo básico mineral. As principais propriedades dos óleos básicos sintéticos são: melhor estabilidade, menor toxidade, biodegradabilidade, boas características a baixas temperaturas e alto índice de viscosidade. Tais óleos são de custo bem mais elevado do que os óleos extraídos simplesmente do refino do petróleo. Na figura 2.33 estão mostradas as estruturas químicas de alguns óleos sintéticos encontrados comercialmente e suas principais propriedades. Diésteres (biodegradabilidade) Poliol-ésteres (biodegradabilidade, alto IV) Poli-alfa-olefina (estabilidade, baixa toxidade) Poliglicol (solub. em H2O, biodegradabilidade) Silicone (inerte) Clorofluorcarbono alquilbenzeno Éster fosfato (resistência a fogo) Polifenil éter Figura 2.33 – Estrutura químicas dos principais lubrificantes sintéticos [30]. 44
  54. 54. Destes, o mais importante do ponto de vista de lubrificação industrial e automotiva é a Poli-alfa-olefina, pois é a mais utilizada em formulações de óleos sintéticos comerciais, devido as suas boas características de trabalho tanto em baixa temperatura quanto em alta temperatura. 2.4.2 - Aditivos Os aditivos são acrescentados aos óleos visando modificar ou conferir determinadas propriedades aos lubrificantes e proteger o próprio lubrificante contra a oxidação. Os aditivos mais importantes dos óleos de transmissão são: antidesgaste, antioxidante, antiespumante, anticorrosivos, detergente-dispersante (ATF’s) e modificadores de atrito [31]. Os aditivos antidesgaste agem principalmente quando a espessura de filme não é suficiente para separar as superfícies, em contatos entre superfícies metálicas estes aditivos são quimicamente adsorvidos e reagem com o metal da superfície, formando uma camada capaz de se sofrer deformações plásticas e conseqüentemente promover uma nova distribuição da carga aplicada [32]. O processo de adsorção química inicia-se com o aumento da temperatura local, que rapidamente forma um filme sólido aderido à superfície que, além de ter propriedades antidesgaste, também promove redução do atrito. Na figura 2.34 é mostrado o processo geral de formação de filme antidesgaste. 45
  55. 55. Filme antidesgaste Temperatura Figura 2.34 – Mecanismo de funcionamento dos aditivos antidesgaste [32]. Os aditivos antidesgaste e EP (extrema pressão) geralmente são compostos de enxofre, compostos clorados ou compostos de fósforo. Entre os compostos de enxofre o próprio enxofre elementar tem boas propriedades EP mas é corrosivo ao cobre. As oleofinas e polioleofinas sulfurizadas e os dissulfetos são bons exemplos de agentes EP utilizados em aplicações industriais. Os compostos clorados têm a desvantagem de poder ocasionar corrosão quando as condições de trabalho são com alta temperatura e umidade, alem de existirem restrições ambientais de uso destes aditivos. Os compostos de fósforo, em especial o ditiofosfato de zinco (ZnDTP), são os aditivos antidesgaste mais utilizados, pois conferem boa estabilidade à oxidação e boa lubricidade aos óleos. Os aditivos antioxidantes servem para controlar o aumento de viscosidade e evitar a formação de borras e vernizes em função do aquecimento a que o óleo é submetido [31]. Os produtos de oxidação apresentam, inicialmente, pesos moleculares próximos aos dos óleos básicos e, com a continuidade do processo de oxidação, os componentes oxigenados se polimerizam formando materiais mais viscosos que podem se aglomerar e se depositar no interior do equipamento [29]. Os ditiofosfatos de zinco (ZnDTP) também são excelentes aditivos antioxidante além de antidesgaste e EP, sendo 46
  56. 56. o de maior uso atualmente, porém, seu emprego (em óleos para motor) vem sendo restringido, pois o fósforo reduziria a eficiência e vida útil dos catalisadores de gases do sistema de exaustão. Os aditivos antiespumantes ou inibidores de espuma são importantes para evitar que em decorrência da formação de espuma haja um aumento na área de contato com o ar, elevando assim a tendência à oxidação do fluido lubrificante. A formação de espuma é devida à agitação do óleo, que geralmente ocorre quando o óleo trabalha lubrificando partes em movimento dos equipamentos, podendo, prejudicar a formação de filme lubrificante, uma vez que a espuma (bolhas de ar) não lubrificam. O aditivo mais utilizado é o polidimetilsiloxano. Os aditivos anticorrosivos ou inibidores de corrosão e de ferrugem têm a função de proteger partes metálicas do ataque corrosivo gerado pelos produtos de oxidação existentes nos óleos lubrificantes. Seu princípio de funcionamento é simples, suas moléculas polares aderem ao metal a ser protegido, formando um filme que possui, em sua parte posterior, uma terminação hidrofóbica, ou seja, não permite que a superfície metálica entre em contato com a água ou com peróxidos e outros produtos oxigenados. Os aditivos detergentes e dispersantes atuam de forma a manter o sistema limpo, os detergentes em especial evitam a formação de depósitos desprendendo os mesmos das superfícies metálicas e solubilizando-os, enquanto os dispersantes possuem a capacidade de evitar aglutinação das partículas de sujeira. Os dispersantes também possuem a característica de promover a solubilização dos aditivos aos óleos básicos. As Succinimidas são os dispersantes mais utilizados, embora alguns dispersantes poliméricos atuem também como melhoradores de índice de viscosidade (MIV’s). Os detergentes e dispersantes e as formulações de lubrificantes que utilizam tais aditivos 47
  57. 57. em sua composição, têm a capacidade de neutralizar produtos ácidos, por possuírem uma reserva alcalina. Geralmente, aditivos melhoradores de índice de viscosidade são utilizados em formulações de óleos lubrificantes que serão empregados em condições com grandes variações de temperatura, e que se deseje que o óleo tenha uma variação mínima da viscosidade em função do aumento da temperatura. Esses aditivos teriam um mecanismo de funcionamento baseado na diferença de solubilidade do polímero com a temperatura. Em baixas temperaturas a solubilidade é baixa e a estrutura do polímero adquire uma composição em novelos de pequenas dimensões que pouco influencia a viscosidade do óleo. Em altas temperaturas, a solubilidade aumenta, os novelos se abrem formando camadas de maior atrito, elevando a viscosidade a altas temperaturas, comparativamente à mistura sem o aditivo. Os aditivos modificadores de atrito atuam principalmente em temperaturas mais altas de funcionamento, pois em baixas temperaturas a viscosidade dos óleos básicos é preponderante na formação do filme lubrificante. São empregados como modificadores de atrito compostos com cadeias longas como os ácidos graxos, por exemplo. Alguns aditivos como os ditiofosfatos de molibdênio e os ditiocarbamatos de molibdênio acumulam mais de uma propriedade aditiva, tais como, antioxidante, antidesgaste e modificadora de atrito. 48
  58. 58. 3 - Materiais e métodos Há diferentes modos de definição de atrito adotados por diversos pesquisadores, porém, a mais aceita é: o atrito é a resistência ao movimento relativo entre as superfícies em contato. Algumas classificações de atrito são comumente utilizadas, tais como: atrito seco, lubrificado, dinâmico, estático, viscoso, entre outros. A primeira lei para o atrito foi proposta por Leonardo DeVinci (1452-1519). Ele observou que a força de atrito Fat é proporcional a força normal P. Amontons (1663- 1705) em 1699, reportou para a Academia Francesa que Fat seria igual a P/3 e Fat seria independente do tamanho da superfície em contato. Coulomb (1736-1806), um engenheiro e físico francês, também descreveu o atrito como decorrente do contato entre os picos de rugosidade dos corpos, sendo independente da área de contato. Ainda hoje o atrito seco é quase universalmente conhecido como “Atrito de Couloumb”. O coeficiente de atrito Cat é definido como a razão entre a força de atrito e a força normal. Este valor (Fat/P) foi considerado razoavelmente constante para cada classe de materiais, porém, na tecnologia moderna, Cat varia bastante com os parâmetros operacionais, com o lubrificante utilizado e com as propriedades do filme que recobre as superfícies em contato [33]. O conhecimento de como o coeficiente de atrito se comporta é algumas vezes de primordial importância para o processo de fabricação de diversos produtos, como por exemplo, ao se fabricar chapas metálicas pelo processo de laminação, o coeficiente de atrito deve ser muito bem controlado, pois, a espessura, a largura e principalmente o acabamento final da superfície são diretamente influenciados pelo atrito existente entre os rolos de laminação e a chapa que está sendo produzida. Outros exemplos de produtos que necessitam do prévio conhecimento do comportamento do atrito podem ser 49
  59. 59. encontrados nos diversos setores de produção, porém, o estudo do atrito é importante também para as partes relacionadas com a segurança e a vida útil dos componentes que necessitam do atrito para funcionar. Devido à enorme variedade de condições operacionais nas quais os diversos equipamentos existentes trabalham, é praticamente impossível estabelecer formulações matemáticas que, de forma única, possam prever o atrito que ocorre nos mais variados elementos de máquinas, portanto, é de fundamental importância o desenvolvimento de métodos de investigação tribológica. 3.1 - Concepção inicial da máquina disco-disco Com o intuito de investigar as propriedades tribológicas de sistemas que operem em regime de lubrificação elastohidrodinâmico, foi concebida a máquina de ensaios disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ em parceria com a Gerência de Lubrificantes e Produtos Especiais do CENPES/PETROBRAS. A figura 3.1 apresenta a imagem dos principais componentes da máquina. Figura 3.1 – Máquina disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ. 50
  60. 60. Esta concepção de máquina permite que três tipos de geometria de contato sejam estudados, o contato em linha, semi-elíptico e o totalmente elíptico. O contato em linha geralmente é encontrado em engrenagens, mancais de deslizamento e em alguns tipos de cames, já os contatos semi-elíptico e totalmente elíptico são mais comumente encontrados em mancais de esferas e em determinados tipos de cames e seguidores. Quando se estuda o regime de lubrificação EHD algumas variáveis têm papel fundamental no entendimento do fenômeno do contato, uma delas é a máxima pressão de contato de Hertz. É comum encontrar autores que utilizam as geometrias semi- elíptica e totalmente elíptica, para ensaios em condições EHD, devido ao fato de que com baixa carga normal, é possível obter elevadas pressões de contato de Hertz, enquanto para a geometria de linha de contato é necessária uma carga bem mais elevada para atingir o mesmo patamar de pressões de Hertz. O maior inconveniente da utilização da geometria de linha de contato é o fato de que, sendo a força de atrito diretamente proporcional a força normal, quanto maior for a força normal, maior será a força de atrito e, portanto, maior o torque necessário. Fica evidente que esta configuração da bancada de teste tem de ser mais robusta para que o contato em linha possa ser utilizado. Na figura 3.2 são mostradas as três possibilidades de contato de Hertz na máquina disco-disco. (a) (b) (c) Figura 3.2 – Representação dos contatos de Hertz (a) linha, (b) semi-elíptico e (c) totalmente elíptico [13]. 51
  61. 61. Cada um dos dois discos é acionado independentemente do outro, sendo que o acionamento de cada eixo é feito separadamente por um motor/redutor e um inversor de freqüência próprio. A escolha deste acionamento independente torna a máquina muito versátil do ponto de vista da possibilidade de alteração dos parâmetros operacionais. Assim, a máquina disco-disco do Laboratório de metrologia da UFRJ pode simular um grande número de condições de trabalho de elementos de máquinas que operem em regime EHD. Esta configuração permite obter quatro possibilidades diferentes de trabalho, de acordo com o sentido e a magnitude das velocidades dos discos, são elas: rolamento puro, deslizamento e rolamento, deslizamento reverso e deslizamento puro. Na figura 3.3 são mostradas estas configurações. (a) (d)(c)(b) Figura 3.3 – Configurações de testes: (a) rolamento puro, (b) deslizamento e rolamento, (c) deslizamento reverso e (d) deslizamento puro [13]. No rolamento puro as velocidades dos dois discos são iguais em sentido e magnitude, na condição de deslizamento e rolamento as velocidades têm mesmo sentido, porém valores diferentes, já na condição de deslizamento reverso o sentido das velocidades é diferente, no caso de deslizamento puro somente um dos discos é que está girando. A condição de rolamento puro não exige um grande esforço dos motores e inversores, porém, a condição de deslizamento e rolamento faz com que um dos motores trabalhe como gerador, fazendo assim um retorno de corrente elétrica ao seu 52
  62. 62. inversor, que por sua vez, transforma esta corrente em calor através de um resistor de frenagem. Na condição de deslizamento reverso, os dois motores trabalham intensivamente para promover esta condição de elevado deslizamento entre os discos. Já o deslizamento puro pode ser conseguido travando-se um dos eixos da máquina. Inicialmente o projeto da máquina disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ previu a utilização da máquina para cargas de até 100.000N. Para que fosse possível a aplicação de cargas tão elevadas, foi adquirida uma unidade hidráulica capaz de produzir pressões de até 250bar, que combinada com um atuador de diâmetro 80mm, torna possível a obtenção de tal patamar de força. Um modelo bastante compacto de unidade hidráulica foi especificada e instalada na bancada de testes, promovendo assim uma considerável economia de espaço no equipamento. Esta unidade hidráulica utiliza um motor elétrico de 3,7kW acionando uma bomba de engrenagens. A força desenvolvida pelo cilindro hidráulico atua no suporte dos mancais do disco 1, pressionando o mesmo contra o disco 2 que é montado no eixo 2, que tem sua mancalização rigidamente fixa ao fundo da caixa de testes. O suporte dos mancais do disco 1 é montado sobre uma guia linear do tipo rabo de andorinha para que seja possível seu deslocamento no sentido de aplicação da carga. Na figura 3.4 é mostrada a configuração da máquina disco-disco. Figura 3.4 - Esquema da máquina de Discos do Laboratório de Metrologia da UFRJ. 53
  63. 63. Toda a caixa de testes e seus componentes internos, depois de fabricados, receberam o tratamento de Níquel Químico, para que não sofresse oxidação e conseqüentemente não houvesse contaminação do fluido de teste. Os motores que acionam a máquina são de 5,5kW cada e as redutoras tinham inicialmente a relação de redução de 1:15. Entre as redutoras e o eixo onde os discos são montados existem dois torquímetros com capacidade de medir torques de até 500Nm. Tendo em vista a necessidade de medição da força de contato entre os discos foi instalada uma célula de carga com capacidade para até 100.000N entre o cilindro hidráulico e a base dos mancais do disco 1. Encoders de 720 pulsos/rotação medem a velocidade dos eixos a cada instante do ensaio. Para garantir uma boa medição da temperatura do banho de lubrificante, um termo-resistor do tipo PT-100 foi instalado próximo à zona de lubrificação. 3.2 - Metodologia para ajuste dos parâmetros de ensaio FZG Algumas considerações devem ser feitas para ajustar os parâmetros operacionais a fim de simular o contato entre engrenagens utilizando uma máquina de discos. Glodež et al. [34], para simular computacionalmente o desgaste por “pitting”, utiliza um modelo de contato para os dentes de engrenagens, desconsiderando a variação do raio de curvatura. Ao utilizar este tipo de modelo para o contato de engrenagens, três fatores variam durante o engrenamento: a força, a velocidade e o raio de curvatura. Já nos discos, a força, a velocidade e o raio de curvatura são constantes, tornando necessário o estabelecimento de critérios para que estes fatores não gerem um desvio muito elevado 54
  64. 64. nos resultados experimentais. Na figura 3.5 é mostrada a equivalência utilizada por Glodež et al. Figura 3.5 – Modelo de contato proposto por Glodež et al. [34]. Os parâmetros escolhidos para tornar similar o contato entre as engrenagens e o contato dos discos foram: a espessura de filme, a pressão de contato de Hertz e a taxa entre deslizamento e rolamento na máquina de discos. Porém, como visto anteriormente, estes fatores variam ao longo do engrenamento. Buscou-se assim uma metodologia de cálculo das velocidades dos discos que representem razoavelmente bem os fenômenos que ocorrem no contato entre engrenagens, uma vez que na prática é impossível variar as velocidades dos discos com a freqüência existente no engrenamento. Para o estudo de como varia a espessura de filme com os parâmetros operacionais, foi utilizada a fórmula de Dowson-Higginson, pois é a equação mais aceita e utilizada por diversos pesquisadores. H = 2,65 G0,54 V0,7 W-0,13 (2.5) 55
  65. 65. Trabalhando algebricamente a fórmula de Dowson-Higginson para obter a influência do raio de curvatura, da velocidade de rolamento e da carga por unidade de comprimento na espessura de filme, teremos que: h0 / R’ = 2,65 (α E’)0,54 (µ0U / E’R’)0,7 (w / E’R’)-0,13 (3.1) h0 = 2,65 α0,54 [ E’](0,54-0,7+0,13) µ0 0,7 [U]0,7 [R’](1-0,7+0,13) [w] -0,13 (3.2) Como o material de fabricação dos discos é o mesmo utilizado na fabricação das engrenagens e o lubrificante utilizado também é o mesmo, a influência de α, E’ e µ0 podem ser desconsiderados, tornando a espessura mínima de filme h0 proporcional somente a R’, U e w. h0 ~ R′ 0,43 U0,7 w -0,13 (3.3) O valor de R’ para as engrenagens já foi determinado no capítulo anterior e vale R’eng igual a 8,4 mm. Para a máquina de discos temos que os raios dos dois discos são de 67,5 mm, portanto R’disc igual a 33,75 mm. A velocidade de rolamento das engrenagens também foi calculada no capítulo anterior e vale Urol-eng = 3,15m/s , a carga por unidade de largura das engrenagens e dos discos está na tabela 3.1, sendo que a largura das engrenagens é de 20mm e a largura de contato dos discos é de 10mm. 56
  66. 66. Tabela 3.1 – Relação entre a carga especifica do FZG e da máquina de discos. Estágio Força FZG [N] w FZG [N/mm] Força Discos [N] w Discos [N/mm] Relação wdisc /wFZG 1 99,0 4,95 - - - 2 407,0 20,35 - - - 3 1044 52,20 3000 300 5,75 4 1800 90,00 5000 500 5,56 5 2786 139,30 7500 750 5,38 6 4007 200,35 11000 1100 5,49 7 5435 271,75 14000 1400 5,15 8 7080 354,00 19000 1900 5,37 9 8949 447,45 25000 2500 5,59 10 11029 551,45 30000 3000 5,44 11 13312 665,60 36000 3600 5,41 12 15826 791,30 43000 4300 5,43 Média 5,5 Considerando que a carga por unidade de largura do disco, wdisc, seja 5,5 vezes maior que a do FZG, wFZG, que por comodidade será designado simplesmente por w, podemos utilizar a relação de proporcionalidade obtida da equação de Dowson- Higginson para calcular a velocidade de rolamento que deverá ser utilizada nos discos para que tenhamos uma espessura de filme igual nos 12 estágios, conforme equação 3.4. R′eng 0,43 Urol-eng 0,7 weng -0,13 = R′ disc 0,43 Urol-disc 0,7 wdisc -0,13 (3.4) (8,4) 0,43 (3,15)0,7 (weng) -0,13 = (33,75)0,43 Urol-disc 0,7 (5,5weng)-0,13 (3.5) Resultando em Urol-disc = 1,78m/s. Além da proporcionalidade da espessura de filme, outra característica importante a ser correlacionada é a taxa de deslizamento por rolamento, uma vez que esta está diretamente ligada ao desgaste que ocorre nas superfícies em contato. Para o cálculo da taxa de deslizamento por rolamento S, será necessário calcular a velocidade de deslizamento para as engrenagens do FZG. 57
  67. 67. Para o cálculo da velocidade de deslizamento será utilizada uma média do produto entre P e Udesl, calculado do engrenamento do FZG. O produto P Udesl relaciona a carga que atua nas superfícies com a velocidade relativa entre as mesmas, portanto, é um bom índice para ser utilizado, pois sabemos que num engrenamento, tanto a carga quanto a velocidade de deslizamento variam ao longo da reta de ação. Na figura 2.30 foi mostrado como a carga e a velocidade de deslizamento variam no engrenamento do FZG. Fazendo a multiplicação ponto a ponto do gráfico de P e Udesl teremos como o produto P x Udesl varia ao longo do engrenamento. Na figura 3.6 é mostrado o resultado da multiplicação ponto a ponto. P x Udesl 3,06 P 2,05 P 1,53 P 1,35 P 3,7 14,7 18 mm0 Comprimento da reta de ação [mm] Figura 3.6 – Gráfico do produto PUdesl no FZG. Como não se pode variar continuamente a velocidade de deslizamento e a carga na máquina Disco-Disco, optou-se por selecionar uma velocidade de deslizamento constante, tal que o produto entre a força normal e a velocidade de deslizamento utilizada fosse equivalente à média da curva P x Udesl da figura 3.7. A média da curva P x Udesl pode ser calculada dividindo a área sob a curva pelo valor da abscissa, para tanto, o gráfico da figura 3.7 foi dividido em três partes conforme figura 3.7. 58
  68. 68. P x Udesl Comprimento da reta de ação [mm] Figura 3.7 – Gráfico do produto P x Udesl para o FZG. As áreas 1, 2 e 3 da figura 3.7 foram calculadas em função da carga P, portanto, Udesl-eng = 1,43 m/s. Sendo S a taxa de deslizamento por rolamento, temos que para as engrenagens do FZG o valor de S será Udesl / Urol = 0,45. A partir de S e Urol-disc, temos as velocidades dos discos, conforme tabela 3.2. Tabela 3.2 – Velocidades para os discos. Disco/Velocidade Velocidade [m/s] Velocidade [rad/s] Velocidade [RPM] Disco 1 2,18 32 305 Disco 2 1,38 20 191 Para o cálculo das velocidades em rad/s e em RPM, foi considerado que os discos tinham diâmetro de 135mm, uma vez que a diferença encontrada na medição dos mesmos é insignificante nos cálculos. 59
  69. 69. 3.3 - Modificações realizadas na máquina disco-disco Para que a máquina disco-disco do Laboratório de Metrologia da UFRJ pudesse ser utilizada para simular os ensaios em máquinas de engrenagens FZG, foram necessárias algumas modificações, entre elas a troca das redutoras, a troca do cilindro hidráulico e a implementação de um sistema de controle da temperatura do banho. O cilindro hidráulico inicialmente utilizado tem o diâmetro do êmbolo de 80mm e é capaz de atingir forças da ordem de 100kN, forças tão elevadas são necessárias quando se deseja estudar o contato com elevadas pressões de Hertz, utilizando a geometria de linha de contato. Porém, para simular o contato existente entre os dentes das engrenagens do ensaio FZG, foi escolhida uma largura de contato de 10mm para os discos, sendo a força máxima necessária para atingir o estágio 12 de 43kN, conforme tabela 3.3. O sistema hidráulico apresenta dificuldade no controle da força utilizando-se pressões inferiores à 15bar. As mudanças de estágio com pequena diferença entre as pressões menores que 10bar também são de difícil execução. Portanto, era necessário distribuir os 250bar do sistema hidráulico entre os 12 estágios do FZG para que um controle mais apurado da força aplicada pelo atuador pudesse ser feito. Utilizando o valor de 43kN como força máxima necessária no atuador e uma pressão máxima de 220bar (22Mpa) no sistema hidráulico, para não sobrecarregar o sistema e, em caso de necessidade, ter uma margem de segurança, pode-se calcular qual o diâmetro ideal de cilindro para este caso. Com a equação 3.6 pode-se calcular área do êmbolo do cilindro. A = F / P (3.6) 60
  70. 70. Onde A é a área em mm2 , F é a força em N e P é a pressão em MPa, resultando em A igual a 1955mm2 . Consultando o catálogo do fabricante do sistema hidráulico foi encontrado um atuador de diâmetro do êmbolo de 50mm, ou seja, com um diâmetro que corresponde a uma área de 1963mm2 . Na tabela 3.3 são mostradas as pressões necessárias ao cilindro de 50mm para cada estágio do ensaio. Tabela 3.3 – Forças e pressões em cada estágio de carga para a maquina de discos. Estágio Força [kN] Pressão [Bar](*) 1 - - 2 - - 3 3 15 4 5 25 5 7,5 40 6 11 55 7 14 75 8 19 100 9 25 125 10 30 155 11 36 185 12 43 220 (*) Pressões abaixo de 15bar não são passíveis de controle. Utilizando as redutoras com relação de transmissão 1:15, seria necessário ter rotações em torno de 4.500RPM no disco 1, o que no inversor de freqüência representaria 150Hz para atingir a velocidade de aproximadamente 300RPM necessárias ao ensaio. A principio as redutoras com relação de transmissão de 1:7,5 seriam ideais para os ensaios em questão, uma vez que, para atingir 300RPM seriam necessárias 2250RPM, o que representa 75Hz no inversor de freqüência. Sabendo que no estagio 12 do ensaio a força normal a ser aplicada nos discos é de 43kN, considerando um coeficiente de atrito é igual a 0,1 e que os discos têm diâmetro igual à 135mm, a equação 3.7 fornece o torque necessário ao ensaio. 61
  71. 71. Torq = Cat P R (3.7) Necessitando de Torq ≅ 290Nm. Os motores de 5,5kW apresentam um torque máximo de 29Nm, segundo seu fabricante, portanto, utilizando as redutoras de relação 1:7,5 só seria possível atingir torques entorno de 220Nm, não satisfazendo assim a exigência de 290Nm. A solução então foi utilizar redutoras com relação de transmissão 1:10, o que faz o motor que aciona o eixo 1 trabalhar a 3.000RPM e aproximadamente 100Hz no inversor de freqüência. Apesar desta velocidade de trabalho ser maior que velocidade nominal dos motores, a perda de torque a isso relacionada não foi suficiente para inviabilizar o trabalho. Uma pequena modificação no posicionamento dos encoders foi feita com o objetivo de obter diretamente o valor da rotação dos eixos de acionamento dos discos. Os encoders foram remanejados da parte posterior dos motores para o eixo de saída das redutoras, que são os eixos que diretamente acionam os discos. Na figura 3.8 é mostrada a configuração atual do sistema de medição de rotação. Figura 3.8 – Encoders no eixo de saída dos redutores 62
  72. 72. Para tornar a máquina mais versátil do ponto de vista tribológico, foi implementado um sistema de controle da temperatura do banho. Isto possibilita que diversos novos testes possam ser realizados na máquina disco-disco, visando o estudo do comportamento reológico dos óleos lubrificantes em diversas situações de trabalho. O sistema de aquecimento é bem simples, consiste de uma resistência elétrica de 1.000W controlada por um termostato, este termostato é provido de um bulbo de gás que é o sensor do dispositivo. Embora o banho de óleo lubrificante apresente uma boa homogenização da temperatura devido ao movimento rotativo dos discos, o bulbo de gás foi posicionado próximo à região de entrada da zona de contato entre os discos. Este sistema apresenta a possibilidade de controle do aquecimento desde a temperatura ambiente até 120ºC, com uma variação de aproximadamente 3ºC dentro do banho. A resistência de aquecimento foi inserida bem abaixo do disco 2, próximo ao fundo da caixa de testes, seu formato foi escolhido de forma a aproveitar ao máximo o restrito espaço disponível. Na figura 3.9 são mostrados a resistência e o sensor do termostato. Sensor de temperatura Resistência de aquecimento Figura 3.9 – Resistência e sensor do termostato. 63
  73. 73. 3.4 - Procedimentos de simulação dos ensaios FZG O procedimento de ensaio desenvolvido tem como objetivo possibilitar realizar ensaios na máquina disco-disco que simulem o desgaste que ocorre nos flancos dos dentes de engrenagens do teste FZG, levando em conta considerações a respeito dos parâmetros operacionais. Considerando também outras variáveis que podem influenciar nos resultados, tais como, o material dos discos, o tratamento térmico utilizado, o acabamento superficial, os lubrificantes ensaiados e a limpeza da câmara de testes que serão abordadas nos tópicos a seguir. A obtenção do estágio de falha na máquina de discos é feita de forma automática, uma vez que atingido um desgaste acentuado dos corpos de prova, o atrito entre as superfícies aumenta vertiginosamente, refletindo diretamente no torque medido. Ao se alcançar um nível elevado do torque requerido, o sistema de acionamento desarma parando de manter a taxa de deslizamento nominal do ensaio, passando então a haver rolamento puro entre os discos. 3.4.1 - Qualificação dos óleos Cinco óleos lubrificantes foram utilizados nos ensaios, dois deles são óleos de referência para as máquinas de ensaio FZG o RL133 e o RL144, os outros três são óleos comerciais, ora denominados simplesmente como ENG, HID e TURB. Os óleos RL133 e RL144 são óleos de referência utilizados para controle de resultados das máquinas FZG, e são fornecidos prontos para utilização, portanto, não se sabe que óleo básico e nem que pacote de aditivos são utilizados nos mesmos. Os únicos 64
  74. 74. dados que se recebe juntamente com tais óleos, são os estágios que cada um deve suportar ao serem ensaiados em máquinas de testes FZG. Na tabela 3.4 são mostradas as propriedades físicas destes óleos. Tabela 3.4 – Propriedades físico-químicas. Propriedade Óleo RL 133 RL 144 Densidade (g/cm3 ) 0,8914 0,8719 Viscosidade à 40°C (cSt) 103,20 49,71 Viscosidade à 100°C (cSt) 13,750 7,148 Índice de Viscosidade 134 101 O óleo ENG é um óleo lubrificante formulado para uso em engrenagens e redutores industriais em serviços severos sob cargas elevadas, não é corrosivo ao cobre e suas ligas, é isento de chumbo e de outros agentes tóxicos. O óleo HID é recomendado para sistemas hidráulicos que operem em condições severas de pressão e temperatura. É formulado com óleos básicos parafínicos que possuem natural resistência à oxidação, boa demulsibilidade e boa liberação de ar. É especialmente recomendado para uso em sistemas hidráulicos de alta pressão, como elevadores, equipamentos de mineração, máquinas de moldagem e injeção de plástico, prensas e maquinas operatrizes. Pode também ser utilizado em sistemas hidráulicos automotivos, como os de máquinas agrícolas, tratores e escavadeiras. Já o óleo TUR é para uso em turbinas, sistemas circulatórios e hidráulicos em serviços leves. Também é formulado com óleos básicos parafínicos que lhes confere boa resistência à oxidação e boa demulsibilidade. É recomendado para turbinas a vapor e hidráulicas, e também para prensas e elevadores em serviços leves, além de motores lubrificados a óleo e mancais simples. Na tabela 3.5 estão algumas propriedades físicas dos três óleos fornecidos pela Petrobrás. 65
  75. 75. Tabela 3.5 – Propriedades físicas dos óleos ENG, HID e TUR. Propriedade Óleo ENG HID TUR Densidade (g/cm3 ) 0,887 0,875 0,873 Viscosidade à 40°C (cSt) 70,36 66,11 63,20 Viscosidade à 100°C (cSt) 8,752 8,750 8,512 Índice de Viscosidade 96 105 105 Ponto de Fluidez(1) (ºC) -9 -18 -15 Ponto de Fulgor(1) (ºC) 236 260 258 (1) Análises típicas, valores de referência. Os aditivos presentes em cada um dos três óleos acima estão resumidos na tabela 3.6, onde é possível perceber a diferença de uma formulação para a outra, uma vez que são produzidos utilizando o mesmo óleo básico parafínico. Tabela 3.6 – Aditivos dos óleos ENG, HID e TUR. Aditivo ENG HID TUR Extrema pressão X X Antidesgaste X X Antiferrugem X X X Antioxidante X X X Antiespumante X X X Abaixador do ponto de fluidez X X X Os três óleos apresentam uma quantidade mínima de aditivos comuns aos três, composta pelos aditivos antiferrugem, antioxidante, antiespumante e abaixador do ponto de fluidez. A diferenciação básica que se faz dos óleos está na utilização ou não dos aditivos antidesgaste e extrema pressão. 66

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