Fundamentos de Tribologia

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ESCOLA SUPERIOR DE TECNOLOGIA DE SETÚBAL 
 
ENGENHARIA ELECTROMECÂNICA 
 
 
3º ANO 
 
 
 
 
 
TRIBOLOGIA 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 José Carlos Viegas 
 
 
1 Introdução 
 
 
Começaram-se por dar os primeiros passos nesta nova ciência nos anos 60, cujo 
significado etimológico provem do Grego, designando o ramo do conhecimento que estuda o 
atrito ( lógos - ramo do conhecimento; tribé - atrito). 
Sendo o atrito a principal causa de desgaste e perca de energia em sistemas 
mecânicos, estimando-se que 1/3 da energia que se consome se destina a percas por atrito, 
nada mais importante para aqueles que futuramente se ocuparão da manutenção em unidades 
industriais que o estudo desta ciência que só em 1964 teve a sua primeira conferência – 
Institution Mechanical Engineering, cujos objectivos foram o de melhorar a divulgação e ensino 
relativamente ao desgaste, atrito e lubrificação. 
 
 
1.1 Leis do atrito 
Quando duas superfícies se encontram em contacto, desenvolvem-se sempre forças 
tangenciais, chamadas forças de atrito, quando se tenta mover uma superfície relativamente à 
outra. Por outro lado, a intensidade destas forças de atrito é limitada, e elas não impedirão o 
movimento se se aplicarem forças relativamente grandes. A distinção entre superfícies sem 
atrito e superfícies rugosas é, assim, uma questão de grau. 
 
Há dois tipos de atrito: atrito seco, por vezes também chamado atrito de Coulomb, e 
atrito viscoso. O atrito viscoso desenvolve-se entre camadas de fluido que se movem a 
velocidades diferentes. O atrito viscoso é de grande importância em problemas que envolvem o 
escoamento de fluidos através de tubos e orifícios ou que envolvem corpos imersos em fluidos 
em movimento. É também essencial na análise do movimento de mecanismos lubrificados. 
 
Numa primeira fase, analisar-se-á o equilíbrio de vários corpos rígidos e estruturas, 
supondo que existe atrito seco entre as superfícies em contacto. 
 
1.1.1 Atrito seco e coeficiente de atrito 
As leis do atrito seco podem ser exemplificadas através da seguinte experiência. 
Coloca-se um bloco de peso P sobre uma superfície plana horizontal (fig.1.1). As forças que 
actuam no bloco são o seu peso P e a reacção da superfície. Uma vez que o peso não tem 
componente horizontal, a reacção da superfície também não apresenta essa componente; a 
reacção (N na fig.1.1 ) é, portanto, normal à superfície. 
 
 2 
 
Fig. 1.1 
 
Suponha-se agora que se aplica uma força horizontal, Q, ao bloco, conforme se 
representa na figura 1.2. Se Q for pequena, o bloco não se deslocará pelo que deverá, existir 
uma outra força horizontal qualquer que equilibre Q. Esta outra força é a força de atrito estático, 
F. 
 
Na realidade, F, é a resultante de um grande número de forças que actuam sobre toda 
a superfície de contacto entre o bloco e o plano. Não se conhece exactamente a natureza 
destas forças mas geralmente supõe-se que se devem às irregularidades das superfícies em 
contacto e, até certo ponto, à atracção molecular. 
 
Fig. 1.2 
 
 Se se aumentar a força Q, a força de atrito F também aumenta, continuando a opor-se 
a Q, até que a sua intensidade atinge o valor máximo Fm (fig.1.3). Se se continuar a aumentar 
Q, a força de atrito não consegue continuar a equilibrá-la e o bloco começa a escorregar. 
Fig. 1.3 
 3 
 
Logo que o bloco inicia o movimento, a intensidade de F desce de Fm para Fc. Isto 
deve-se ao facto de haver uma menor interpenetração das irregularidades das superfícies em 
contacto quando estas superfícies se movem uma em relação à outra. A partir daí o bloco 
continua a escorregar com velocidade crescente enquanto a força de atrito Fc, agora força de 
atrito cinético, permanece aproximadamente constante. 
Verifica-se experimentalmente que o valor máximo Fm da força de atrito estático é 
proporcional à componente normal N da reacção da superfície. 
Temos: 
NemF µ= 
em que, é uma constante designada por coeficiente de atrito estático. 
Analogamente, a intensidade Fc da força de atrito cinético pode ser escrita na forma: 
eµ
NccF µ= 
em que , também constante, é o coeficiente de atrito cinético. Os coeficientes de atrito µ e 
 não dependem da área das superfícies em contacto. Contudo, ambos os coeficientes 
dependem fortemente da natureza das superfícies em contacto. Uma vez que também 
dependem do estado das superfícies, o seu valor raramente é conhecido com exactidão 
superior a 5%. 
cµ e
cµ
 
Na tabela 1.1 são dados valores aproximados dos coeficientes de atrito estático para 
várias superfícies secas. Os correspondentes valores dos coeficientes de atrito cinético serão 
cerca de 25% mais baixos. Uma vez que os coeficientes de atrito são grandezas 
adimensionais, os valores fornecidos pela tabela 1 podem ser usados em qualquer sistema de 
unidades. 
 
Valores aproximados do Coeficiente de atrito estático em Superfícies secas 
 
Metal sobre metal 0,15 - 0,60 
Metal sobre madeira 0,20 – 0,60 
Metal sobre pedra 0,30 – 0,70 
Metal sobre couro 0,30 – 0,60 
Madeira sobre madeira 0,25 – 0,50 
Madeira sobre couro 0,25 – 0,50 
Pedra sobre pedra 0,40 – 0,70 
Terra sobre terra 0,20 – 1,00 
Borracha sobre betão 0,60 – 0,90 
 
Tabela 1.1 
 4 
Da descrição feita acima resulta que podem ocorrer quatro situações distintas quando 
um corpo rígido se encontra em contacto com uma superfície horizontal: 
1. As forças aplicadas ao corpo não tendem a movê-lo ao longo da superfície de 
contacto; não há força de atrito (fig. 1.1); 
2. As forças aplicadas tendem a mover o corpo ao longo da superfície de contacto mas 
não são suficientemente grandes para iniciar o movimento. A força de atrito F que se 
desenvolveu pode obter-se resolvendo as equações de equilíbrio do corpo. Uma vez que não 
há indícios de que F tenha atingido o seu valor máximo, a equação não pode ser 
usada para determinar a força de atrito (fig. 1.2); 
NemF µ=
3. As forças aplicadas são tais, que o corpo está prestes a iniciar o escorregamento. 
Diz-se que o movimento está iminente. A força de atrito F atingiu o seu valor máximo Fm e, 
juntamente com a componente normal N, equilibra as forças aplicadas. Podem usar-se ambas 
as equações: as de equilíbrio e a equação . Note-se igualmente que a força de 
atrito tem sentido oposto ao sentido do movimento iminente; 
NemF µ=
4. O corpo encontra-se em movimento de escorregamento sob a acção das forças 
aplicadas, e as equações de equilíbrio já não se aplicam. Contudo, F é agora igual a Fc e a 
equação pode ser utilizada. O sentido de Fc é oposto ao sentido do movimento. NccF µ=
 
1.1.2 Contacto entre sólidos 
As superfícies dos sólidos apresentam formas complexas, sendo muito diferentes de 
um simples plano (ver figura 1.4). 
Há uma grande variedade de defeitos e distorções que se encontram presentes em 
todas as superfícies reais. 
Estes defeitos das superfícies, que vão desde a distorção dos planos até ás 
irregularidades microscópicas, exercem uma grande influência no atrito e no desgaste. 
Os defeitos e imperfeições das superfícies influenciam ainda as reacções químicas que 
ocorrem no contacto com líquidos ou lubrificantes enquanto a rugosidade detectada à vista 
regula a mecânica do contacto entre os sólidos e o desgaste que daí resulta. 
 
 
 
Fig. 5 
 5 
1.2 Variáveis tribológicas e lubrificação 
As variáveis tribológicas são o desgaste e o atrito, gerindo a engenharia estas variáveis 
de acordo com as aplicações especificas de que necessita em cada momento, sendo que: 
O desgaste é a maior causa de perca de material com as consequentes percas de 
performances mecânicas.O atrito é a principal causa de desgaste e perca de energia. 
Como forma de controlarmos o atrito e diminuir o desgaste surge-nos a lubrificação. 
A figura que se segue dá-nos uma ideia da utilização dos materiais, de acordo com as 
suas características de atrito entre eles, bem como das respectivas resistências ao desgaste. 
 
 
 
Fig. 1.5 
 
1.2.1 Desgaste 
Define-se desgaste como a perca de material provocado pelo deslizamento das 
superfícies em contacto, este pode assumir várias formas nomeadamente: 
 
• Desgaste por fadiga, quando é provocado por esforços repetitivos entre superfícies 
em contacto ( ex: dentes de engrenagens). 
 
 6 
• Desgaste por abrasão, quando a película material entre superfícies é constituída por 
partículas duras, levando á penetração de asperidades do material duro no material 
macio, em superfícies em movimento relativo. 
 
• Desgaste por erosão, quando o desgaste é provocado pelo impacto de partículas 
em suspensão em meio gasoso ou líquido. 
 
• Desgaste por cavitação, quando o desgaste é provocado pelo fluxo de líquidos. 
 
• Desgaste por corrosão, quando a película material é formada por ataque químico 
das superfícies em contacto. 
 
• Desgaste por impacto, quando este é provocado por impacto entre sólidos. 
 
• Desgaste por adesão, quando estão presentes entre as superfícies altas pressões e 
velocidades, provocando a fusão dos materiais em contacto. 
 
O desgaste é uma consequência inevitável do contacto de superfícies em movimento. 
O desgaste poderá ser controlado ou minimizado mas não eliminado. 
Em engenharia utilizam-se vários processos para evitar o desgaste de superfícies em 
contacto entre eles: 
• utilização de materiais de maior dureza 
• melhoramento do acabamento superficial dos materiais em contacto 
• utilização de materiais diferentes nas superfícies em contacto 
• eliminação de partículas em suspensão no fluido lubrificante ( filtragem ). 
 
1.2.2 Lubrificação 
Define-se lubrificação como sendo a interposição de uma película de sólido, líquido ou 
gás de modo a facilitar o movimento entre superfícies, geralmente a espessura deste filme 
lubrificante situa-se entre 1µ e 100µ. A lubrificação pode ser de vários tipos considerando-se: 
• Sólida, quando a película lubrificante é um sólido, por exemplo uma placa de 
chumbo; 
• Lamelar, quando a película lubrificante é por exemplo grafite, ou bissulfureto de 
molibdénio. 
• Hidrodinâmica, quando a película lubrificante, sendo líquida ou grossa é provocada 
pela diferença de velocidades entre as superfícies a lubrificar. 
• Elasterodinâmica, quando a lubrificação hidrodinâmica se dá com interacção física 
entre os corpos lubrificados e lubrificantes. 
• De extrema pressão, quando há interacção química entre as superfícies lubrificadas 
e o lubrificante. 
 7 
• Hidrostática, quando o líquido ou gás lubrificante é introduzido à pressão entre as 
superfícies de contacto, com o auxilio de uma fonte exterior. 
A eficiência de lubrificação especialmente no caso dos lubrificantes líquidos é limitada pela sua 
capacidade de carga, sendo esta condicionada pela temperatura e degradação em serviço. 
 
 8 
 
2 Propriedades físicas dos lubrificantes 
 
Pretende-se neste capítulo estudar as propriedades físicas fundamentais que 
influenciam o comportamento dos lubrificantes modificando-lhe a sua eficiência nas suas 
funções de lubrificação e de protecção ao desgaste. 
 
2.1 Viscosidade 
Viscosidade de um lubrificante é o resultado do atrito interno do lubrificante traduzindo 
a resistência ao deslocamento das moléculas de uma camada em relação à outra. 
A viscosidade de um lubrificante modifica-se com a pressão e a temperatura deste, 
sendo a espessura da película lubrificante proporcional a estes factores. 
 
2.1.1 Viscosidade dinâmica 
Se considerarmos duas superfícies separadas por uma camada fluído de espessura h, 
a força F necessária para mover a superfície superior, é proporcional à área de contacto A, à 
velocidade de deslocamento da superfície móvel em relação à fixa e inversamente proporcional 
a h. 
 
Fig. 2.1 
Sendo esta relação expressa pela fórmula: 
h
uAF .η= 
em que a constante da relação referida é η e designa-se por viscosidade dinâmica. 
Define-se ainda a tensão de corte τ, que actua no fluido, por: 
τ = F/ A 
Explicitando, a viscosidade dinâmica na fórmula virá: 
hu /
τη = 
A viscosidade dinâmica expressa-se em Pascal-segundo [Pas]. 
 9 
Sendo a relação entre Poise e Pascal-segundo a seguinte: 
 1[P] = 100 [cP] ≈ 0,1[Pas] 
 
2.1.2 Viscosidade cinemática 
A viscosidade cinemática é definida pelo quociente entre a viscosidade dinâmica e o 
peso específico do fluído. 
ρ
ην = 
ν - viscosidade cinemática [ ]12 . −sm η - viscosidade dinâmica [Pas] 
ρ - peso específico do fluído [ ]3. −mKg 
 
A unidade mais usual para exprimir a viscosidade cinemática é Stoke [S], cuja 
dimensão no S.I. é expressa por [ ]12 . −sm . 
 ν[S] Stoke = 100 cS = 0,0001 [ ]12 . −sm 
 
2.2 Viscosidade e Temperatura 
A viscosidade dos óleos lubrificantes é muito sensível à temperatura de serviço, caindo 
muito com o aumento desta. 
A variação da viscosidade com a temperatura tem sido estudada ao longo dos tempos, 
sendo as relações mais utilizadas as seguintes: 
 
 
 
 
 
REYNOLS 
 
 
SLOTTE 
 
WALTHER 
 
VOGEL 
 
aTbe−=η 
 
( )cTba +=η 
 
( ) Tcbda 1=+ν 
( )cTbae −=η 
 
- Válida para um intervalo apertado 
de temperaturas 
 
- Muito útil em análise numérica 
 
- Base de cálculo para o gráfico ASTM-
viscosidade-temperatura 
- A mais precisa utilizada em cálculos de 
engenharia. 
 
Relação viscosidade – temperatura para vários lubrificantes 
 10 
Fig. 2.2 
A representação gráfica mais utilizada para exprimir a viscosidade cinemática em 
função da temperatura é o gráfico viscosidade - temperatura (ASTM D 341) que se baseia na 
equação de Walther. Podemos verificar na fig.2.2 a variação da viscosidade com a temperatura 
para óleos de diferentes tipos e viscosidades. 
 
Viscosidades nos gases 
Verifica-se que os gases tem uma característica importante dado que a sua 
viscosidade aumenta com a temperatura. Esta característica e outras como o facto de serem 
quimicamente mais estáveis a temperaturas elevadas, torna-os indicados para utilizações 
lubrificantes em chumaceiras aerostáticas. 
 
2.3 Índice de Viscosidade 
Chama-se índice de viscosidade ao parâmetro empírico que compara a viscosidade 
cinemática de um óleo com a viscosidade de dois óleos padrão de diferentes sensibilidades da 
viscosidade à temperatura. 
 
 11 
Os óleos padrão foram escolhidos de forma a que um tenha “ índice de viscosidade 0 ”, 
e o outro tenha “índice de viscosidade 100”, à temperatura de100ºF (37.8ºC), mas tendo ambos 
a mesma viscosidade que o óleo a medir à temperatura de 210ºF (98.9ºC). 
Para obter estes resultados foram escolhidos os óleos a partir de crudes da 
Pensilvânia, com o índice de viscosidade 100 (bom), e os óleos a partir da costa do Golfo com 
índice de viscosidade 0 (mau). 
 
O índice de viscosidade VI, é calculado a partir da fórmula: 
 
 VI = [( L-U ) / ( L-H )] x 100 
 
U - Viscosidade cinemática ( a 40º C) do óleo que se está a medir. 
L e H - Valores de referência de viscosidade a 100ºC (da tabela 
 A.S.T.M.D2270). 
 
 
 
 
 12 
 
 13 
2.4 Viscosidade e pressão 
A viscosidade dos lubrificantes aumenta com a pressão. Para a grande maioria dos 
lubrificantes este efeito é superior ao da temperatura ou ao de corte para pressões elevadas. 
Dado quequanto maior é o esforço mecânico a transmitir, maiores serão as pressões 
de contacto entre os elementos, esta característica é muito importante especialmente para a 
lubrificação de contactos, em que estão em presença forças concentradas muito elevadas, 
como acontece em engrenagens, contactos de rolamento em rolamentos etc.. Muitas vezes as 
taxas de aumento de pressão são tão altas que o lubrificante se comporta mais como um 
sólido de que como um líquido. 
 
Fig. 2.3 
A viscosidade dinâmica de um lubrificante varia com a pressão de acordo com a 
relação: 
p
p e
αηη .0= 
p - pressão em pascal [Pa]; η - viscosidade dinâmica á pressão atmosférica 0
ηp - viscosidade á pressão p; α - coeficiente pressão/viscosidade [m2/N] 
Uma das formas de calcular o coeficiente de pressão/viscosidade α , é a utilização da fórmula 
de Wooster: 
 α = (0.6 + 0.965 log10 ηo)×108 
ηo- viscosidade á pressão atmosférica [Pa] 
 
2.5 Viscosidade e taxa de corte 
Do ponto de vista da engenharia é importante conhecer a relação entre viscosidade e 
taxa de corte. De forma a simplificar assume-se normalmente que os fluídos são newtonianos, 
isto é, a tensão de corte τ é proporcional á taxa de corte u/h. 
 14 
 
Fig. 2.4 
η - viscosidade dinâmica 
h
u
A
F
h
uAF
=
=
η
η ..
 
hu /
τη = 
Para óleos minerais puros, é habitual um comportamento newtoniano até taxas de 
corte de 105 a 106 (s-1), perdendo-se este comportamento para valores superiores. 
O comportamento não newtoniano é função da complexidade estrutural do fluído. 
 
 
 
Fig. 2.5 
 
2.5.1 Comportamento maleável 
O comportamento maleável (pseudoplastic) está associado ao aumento da fluidez 
(diminuição da viscosidade), com o aumento da taxa de corte. 
 15 
Em fluídos polímeros as moléculas longas estão orientadas de forma aleatória, com o 
aumento das tensões de corte as moléculas têm tendência para alinhar, diminuindo a sua 
viscosidade. 
Numa situação de elevadas tensões de corte, uma queda brusca na viscosidade é 
devida á deformação e orientação das partículas da emolução. 
Como exemplo de um fluido com comportamento pseudo - plástico temos a mistura de 
óleo mineral com um aditivo polímero. 
 
 
Fig 2.6 
 
2.5.2 Comportamento dilatador 
Os fluídos de comportamento dilatador são habitualmente suspensões ou emoluções, 
com elevado conteúdo de corpos sólidos, o aumento da viscosidade verificada com o 
incremento da taxa de corte, é atribuído ao rearranjo das partículas em suspensão, resultando 
uma dilatação dos espaços entre as partículas. Teoricamente em condições de ausência de 
corte, as moléculas adoptam uma formação compacta com um volume mínimo de espaços 
interpartículas, quando uma tensão de corte é aplicada, as moléculas movem-se, formando 
uma estrutura aberta em que os espaços entre moléculas estão dilatados, como resultado 
desta situação há uma quantidade insuficiente de líquido para preencher os espaços, 
apresentando o fluído uma maior resistência. 
 
2.5.3 Comportamento Tixotrópico 
O comportamento tixotrópico consiste no fenómeno de aumento de fluidez com a 
duração do tempo de corte . Durante o processo de corte desenvolve-se um processo de 
destruição da estrutura do fluido que progride com o decorrer do tempo, dando origem a uma 
diminuição na viscosidade aparente até atingir um valor estável . 
 16 
Verifica-se por vezes que a estrutura do fluido se recompõe quando deixa de existir o 
efeito de corte, regressando a viscosidade do fluido aos valores iniciais. Há no entanto casos 
em que o valor da viscosidade não é reversível . 
 
Fig. 2.7 
2.5.4 Comportamento reopético 
O comportamento reopético consiste no fenómeno inverso do comportamento 
tixotrópico , isto é , aumento da viscosidade com a duração do tempo de corte. Como exemplo 
deste tipo de comportamento temos o fluido sinovial que é o lubrificante das articulações dos 
animais . 
 
2.6 Medição da viscosidade 
Quando se pretende medir a viscosidade de óleos minerais utilizam-se com maior 
frequência as duas técnicas seguintes: 
Viscosimetros por capilaridade e viscosimetros short-tube para fluidos de 
comportamento Newtoniano . O princípio de funcionamento do viscosimetro short-tube, baseia-
se na medida do tempo de escoamento de um dado volume de fluido. 
 
 17 
Fig. 2.8 
Viscosimetros de rotação para fluidos de comportamento não Newtoniano. 
O princípio de funcionamento do viscosimetro de rotação consiste na medição da força 
necessária para provocar o corte do fluido que se encontra entre dois cilindros concêntricos, 
rodando o cilindro exterior a uma velocidade angular constante . 
 
 
Fig. 2.9 
Viscosidades de Misturas 
 
2.7 Classificação da viscosidade dos óleos 
 
Utilizam-se diversas classificações para a viscosidade dos óleos, sendo as mais 
comuns a SAE (Society of Automotive Engineers) e a ISO (International Standards 
Organization) . 
 
2.7.1 As classificações de viscosidade SAE 
Os óleos usados em motores de combustão estão classificados de acordo com a 
especificação SAE J300. Esta classificação estabelece onze graus de classificação para os 
óleos de motores. 
A tabela 2.2 explicita os graus de classificação SAE. A viscosidade indicada na 2ª 
coluna é a viscosidade dinâmica, as viscosidades indicadas nas 4ª e 5ª colunas, são 
viscosidades cinemáticas, medidas a 100º C, que é a temperatura normal de operação de um 
óleo de motor. 
 
 
 
 
 18 
 
Tabela 2.2 
Graus de classificação SAE 
 
 
Na figura 2.10 representam-se as relações entre viscosidade dinâmica e temperatura, 
para diferentes famílias de óleos classificadas de acordo com as viscosidades SAE. 
 
Fig. 2.10 
 
Os óleos que não têm o sufixo “W” no grau de viscosidade são os monograduados; um 
óleo que apresente o sufixo “W”, que significa Winter (inverno), tem melhores características no 
arranque a frio. 
Em climas com temperaturas abaixo de zero graus centígrados, os óleos de motor e de 
caixa são formulados de forma a proporcionarem uma baixa resistência ao arranque. 
 19 
Os óleos destinados a caixas de transmissão são abrangidos pela especificação SAE 
J306. Esta classificação estabelece sete graus de classificação para os óleos de caixas de 
transmissão. 
 
Tabela 2.3 
Classificação SAE para óleos de caixa 
 
A classificação SAE para óleos de caixa é muito similar à dos óleos para motor. A 
diferença é que o grau “W” é definido pela temperatura a que os óleos atingem a viscosidade 
de 150 000 (cP), que é a viscosidade máxima a que se poderá utilizar um óleo sem danificar as 
engrenagens. 
Na figura 2.11 comparam-se as viscosidades de vários óleos classificados segundo as 
normas SAE de viscosidade. 
 
 
Fig. 2.11 
 
2.7.2 As classificações de viscosidade ISO 
O sistema de classificação da viscosidade ISO International Standards Organization) foi 
desenvolvido nos E.U. e na G.B., sendo a sua aplicação destinada à determinação das 
viscosidades dos óleos industriais. 
 
A tabela 2.4 apresenta este tipo de classificação dos óleos. 
 20 
 
Trata-se de uma tabela de viscosidades cinemáticas a 40 º C na qual se indicam limites 
mínimos e máximos a que os óleos classificados num determinado nível devem obedecer. 
Tabela 2.4 
Classificação ISO de viscosidade 
 
 
 
 
 
 
 
 21 
 
3 Outras propriedades 
 
3.1 Temperaturas características dos lubrificantes 
Uma característica importante dos lubrificantes são as diferentes temperaturas a que 
ocorrem as várias modificações de ordem física ou química. Esta característica é crucial na 
selecção de umlubrificante para uma aplicação específica. 
A altas temperaturas os óleos decompõe-se e degradam-se por decomposição térmica 
e oxidação. A baixas temperaturas os óleos solidificam ou até congelam. 
Durante o serviço os óleos podem fazer depósitos nas superfícies de contacto, fazer 
emulsões com a água ou até produzir espuma quando agitados. A degradação de um óleo não 
afecta o óleo em si mas os órgãos que é suposto proteger. Vamos seguidamente definir 
algumas das temperaturas importantes para a definição de um óleo. 
• ponto de fluidez ( pour point ) – é a temperatura mais baixa em que o óleo se pode 
encontrar no estado líquido; 
• cloud point - é a temperatura a que a parafina e as ceras começam a percipitar. 
• Temperatura de ignição (flash point) - é a temperatura em que os vapores de óleo em 
presença do ar sofre ignição (explode). 
• Temperatura de combustão (fire point) - é a temperatura em para a qual os vapores para 
além de sofrem ignição se mantém em combustão. 
 
3.2 Estabilidade dos lubrificantes à oxidação 
Considera-se que um lubrificante é mais ou menos estável á oxidação, consoante a 
sua resistência à quebra das cadeias moleculares e ao seu rearranjo a elevadas temperaturas 
na presença do oxigénio da atmosfera. Este factor tem grande importância para a vida de o 
óleo. Num óleo a 150ºC formam-se ácidos orgânicos a temperaturas mais elevadas formam-se 
aldeidos. 
Uma forma de obter um óleo mais estável à oxidação é eliminar os componentes 
hidrocarbonetos aromáticos e as moléculas que contem enxofre S2, oxigénio O2 e azoto N2. O 
que se obtém por refinação. 
A oxidação do óleo pode também ser controlada através de aditivos, que atacam os 
hiperóxidos que se formam no estado inicial da oxidação ou que quebram as cadeias do 
mecanismo da oxidação. 
Õs produtos da oxidação dos óleos são essencialmente, compostos ácidos, lamas e 
lacas. Todos estes componentes tem propriedades corrosivas, conferem maior viscosidade ao 
óleo e provocam o depósito de produtos insolúveis nas superfícies em contacto, restringindo a 
eficiência da própria lubrificação. O nível de oxidação de um óleo determina-se através de 
testes de acidez. 
 
 
 22 
Testes de acidez e alcalinidade num lubrificante 
 
Testa-se a acidez ou a alcalinidade de um lubrificante através de análises químicas 
para determinação do seu Número de Neutralização que é uma análise normalizada pela 
ASTM D974, D664. Nesta análise mede-se a quantidade em miligramas de hidróxido de 
potássio ou ácido clorídrico, por grama de óleo para neutralizar os compostos ácidos ou 
básicos. 
A forma mais usual de determinação é através da norma ASTM D664, em que se 
determina o TAN – Total Ácid Number para os óleos ácidos ou o TBN – Total Basic Number 
para os óleos alcalinos. 
O TBN é habitualmente utilizado para medir a alcalinidade dos óleos que se destinam a 
trabalhar em máquinas que utilizam combustíveis de menor qualidade. 
O TAN utiliza-se para medir a acidez da grande maioria dos óleos que são 
normalmente ligeiramente ácidos. O TAN modifica-se durante a utilização dos óleos dada a sua 
tendência para a oxidação em serviço. Por este facto estabelece-se um limite indicativo de 
acidez para a mudança de um óleo. 
 
3.3 Estabilidade térmica dos lubrificantes 
 
Define-se estabilidade térmica de um lubrificante como a resistência que apresenta à 
quebra de cadeias moleculares a elevadas temperaturas e na ausência de oxigénio. Nos óleos 
minerais quando as cadeias se quebram dão origem a metano, etano e etileno. 
Nos óleos minerais verifica-se que o limite da sua estabilidade térmica se situa nos 
350ºC, verificando-se no entanto que os aditivos utilizados para melhorar a lubrificação tem 
uma estabilidade térmica abaixo deste valor. De salientar ainda que a temperatura de utilização 
deste tipo de lubrificante fica condicionada pela temperatura limite de estabilidade à oxidação 
que é muito inferior ao valor da temperatura de estabilidade térmica. Num óleo mineral a 
temperatura de estabilidade térmica pode ser aumentada por refinação, mas não pela 
aditivação. 
A partir dos 300ºC, na ausência de ar os óleos decompõe-se produzindo cadeias 
moleculares leves a partir das cadeias moleculares pesadas de origem. Estas moléculas 
fragmentadas tornam-se a combinar formando depósitos de alcatrão, ou evaporando-se como 
componentes voláteis. 
 
3.4 Compatibilidade dos lubrificantes 
Uma propriedade importante de um lubrificante a utilizar num dado sistema é que este 
seja compatível com os materiais em presença nesse sistema, especialmente com os 
elastómeros ( dos vedantes e juntas) e filtros existentes no circuito. 
Os aditivos por sua vez deverão ser solúveis no lubrificante a que se destinam e 
manter essa solubilidade para a gama de temperaturas de utilização. Considera-se que dois ou 
 23 
mais aditivos são compatíveis se não reagem entre sí, isto é se a sua mistura não provoca 
alterações na cor ou cheiro. 
 A separação de um aditivo durante o tempo de armazenamento ou de serviço de um 
lubrificante é indesejável, sendo sintoma de que o produto poderá não Ter as propriedades 
para que foi formulado. 
Há ainda a considerar possíveis casos de incompatibilidade do lubrificante a utilizar 
com o meio circundante, como é o caso da indústria farmacêutica ou alimentar em que fugas 
de óleo são inaceitáveis. Neste caso a solução passa pela utilização dos produtos do processo 
como lubrificantes. Na indústria de refinação de açúcar, xaropes de elevada viscosidade são 
utilizados como lubrificantes. 
 
 24 
 
4 Lubrificação hidrodinâmica 
 
Vamos agora debruçar-nos sobre a lubrificação hidrodinâmica que é o tipo de 
lubrificação mais comummente aplicado. Diz-se que a lubrificação é hidrodinâmica, quando a 
película lubrificante, sendo líquida ou grossa é gerada pela diferença de velocidades entre as 
superfícies a lubrificar. 
 
Fig. 4.1 
O que se pretende com este estudo é dar resposta a perguntas como: 
• que faz um lubrificante lubrificar? 
• Que condições são necessárias para que duas superfícies em carga sejam completamente 
separadas quando em movimento relativo? 
• Quais os parâmetros que interferem na fricção e no desgaste? 
• Como estimar os parâmetros de cálculo e projecto? 
 
No século dezanove Beauchamp Tower verificou que numa chumaceira radial, o óleo 
saia sempre por um furo localizado por debaixo da carga. O furo originalmente destinava-se a 
fornecer o óleo de lubrificação. Para evitar a saída do óleo , começou por tapar o furo com uma 
rolha depois com um taco de madeira, verificando que a pressão o impelia sempre para fora. 
Colocou então um aparelho de medida de pressão chegando à conclusão que a força gerada 
era suficiente para separar as superfícies deslizantes. 
Nesta altura Osborne, Reinolds e outros físicos estavam a trabalhar a teoria da 
lubrificação hidrodinâmica. Foi então que com os resultados práticos disponíveis em 1886 
Reynolds, demonstrou analiticamente que um líquido viscoso pode separar fisicamente duas 
superfícies deslizantes recorrendo à pressão hidrodinâmica, daí advindo baixa fricção e 
praticamente ausência de desgaste. 
 25 
 
4.1 Equação de Reynolds 
A teoria de Reynolds explica a teoria da lubrificação através da geração de uma 
película de um líquido viscoso entre duas superfícies em movimento. 
Para que haja lubrficação hidrodinâmica é necessário que se estabeleçam as seguintes 
condições: 
1. Haver movimento relativo das duas superfícies a lubrificar e velocidade relativa 
suficiente entre as superfícies para gerar uma película lubrificante carregadora ou 
de suporte. 
2. Que as duas superfícies sejam inclinadas uma em relaçãoà outra. Se forem 
paralelas não se formará um campo de forças na película lubrificante de forma a 
suportar a carga necessária. 
Há duas excepções a esta regra: 
• Quando as superfícies são paralelas mas tem degraus; 
• Quando ambas as superfícies se movem. 
O princípio da geração de pressão entre duas superfícies inclinadas pode-se verificar a 
partir da fig. 4.2 
 
Fig. 4.2 
Como se pode observar na figura 4.2 : 
• considera-se que é a superfície inferior que se move; 
• verifica-se um campo de pressões entre a entrada e a saída, caso contrário teríamos fluxos 
de entrada e saída diferentes o que não seria possível. 
• verifica-se na entrada um aumento da pressão, havendo uma quebra da pressão à saída, 
onde o fluido é expelido. 
• o gradiente de pressão causa um perfil de velocidades entre a entrada e a saída. 
 
Vamos agora estabelecer alguns pressupostos (pressupostos de Reynolds) de forma a tornar 
mais fácil o estabelecimento das equações da física para o fenómeno: 
1. As forças entre os corpos são ignoradas 
 26 
2. A pressão é constante em toda a espessura do filme 
3. Não há descontinuidades nas fronteiras 
4. Os lubrificantes comportam-se como fluídos newtonianos ( a viscosidade cinemática é 
independente da taxa de corte ) 
5. fluxo é laminar 
6. Não se considera a inércia do fluido 
7. O peso específico do fluido é constante 
8. A viscosidade é constate através da película de lubrificante gerada 
 
Com estes pressupostos a equação de Reynolds pode ser derivada considerando-se o 
equilíbrio de forças num elemento e a continuidade do fluxo numa coluna. 
Fig 4.3 
p- pressão; τx- tensão de corte segundo o eixo dos xx. 
Comecemos pela equação de equilíbrio de forças num elemento utilizando a fig 4.3 
para visualizar as forças em presença. 
Dado que o elemento está em equilíbrio as forças que actuam do lado esquerdo 
equilibrarão as forças que actuam do lado direito, o que se expressa pela equação: 
 (4.1) 
dzdydx
x
ppdydxdydxdz
z
dzdyp xxx .)(..)().( ∂
∂++=∂
∂++ τττ
cuja solução é: 
 (4.2) 
Se trabalhássemos as forças em relação ao eixo dos yy, viria que: 
x
p
z
x
∂
∂=∂
∂τ
y
p
z
y
∂
∂=∂
∂τ
 (4.3) 
Do pressuposto 2 vem ainda: 
 27 
0=∂
∂
z
p
 (4.4) 
Da formula da viscosidade dinâmica vem: 
 (4.5) 
z
u
h
u
x ∂
∂== ηητ
z
v
y ∂
∂= ητ
τx- tensão de corte segundo o eixo dos xx; τy- tensão de corte segundo o eixo dos yy; 
u- velocidade na direcção do eixo dos xx; v- velocidade na direcção do eixo dos yy; 
 (4.6) 
uzCz
x
p
z
uCz
x
p
z
uz
x
p
z
u
zx
p ∂=∂+∂
∂→∂
∂=+∂
∂→∂
∂∂=∂∂
∂→∂
∂
∂
∂=∂
∂ ηηηη )()()()(
 
 
 (4.7) 
uCzCz
x
p η=++∂
∂
21
2
2
Calculando as constantes para as condições fronteiras: 
U = U2 em z = 0 e U = U1 em z = h 
Virá que a velocidade segundo o eixo dos xx’ será: 
( ) 221
2
)
2
( UUUh
zzhzp
u +−+−∂
∂= ( ) 221
2
)
2
( VVVh
zzhzp
u +−+−∂
∂
221
2
)()
2
( UUU
h
zzhz
x
pu +−+−∂
∂= η (4.8) 
E a velocidade segundo o eixo dos yy’ será: 
221
2
)()
2
( VVV
h
zzhz
y
pv +−+−∂
∂= η (4.9) 
Por outro lado a continuidade do fluxo numa coluna requer que haja escoamento do 
fluido, verificando-se que o influxo é igual ao efluxo para um elemento de volume em regime 
estacionário, vamos agora socorrer-nos da Fig. 4.4. 
Fig. 4.4 
Para uma densidade constante para o lubrificante, as equações do equilíbrio virão: 
 28 
dydxWdxdy
y
q
qdydx
x
qqdydxWdxqdyq h
y
y
x
xyx ..0 +



∂
∂++


∂
∂+=++
 
 
e 0)( 0 =−+∂
∂+∂
∂ WW
y
q
x
q
h
yx (4.10) 
 
desde que dx , dy ≠ 0. 
Por outro lado temos que: 
∫= hx udzq
0
∫= hy vdzq
0
 (4.11) 
substituindo u e v pelas equações (4.8) e (4.9) virá: 
( ) dzUUU
h
zzhz
x
pq
h
x ∫ 

 +−+−∂
∂=
0
221
2
)
2
( η
(4.12) 
( )
h
x zUUUh
z
x
phzzq
0
221
223
22
1)
23
( 

 +−+∂
∂−= η
 (4. 13) 
( )
212 21
3 hUU
x
phqx ++∂
∂−= η( ) 212 213 hUUxphq x ++∂∂−=
 (4.15) 
E por analogia: 
( ) 212 21
3
h
VV
y
ph
q x ++∂
∂−=
( )
212 21
3 hVV
y
phqy ++∂
∂−= η
 (4.16) 
Substituindo (4.15) e (4.16) em (4.10) virá: 
( ) ( ) ( ) 0
212212 021
3
21
3
=++

 ++∂
∂−∂
∂+

 ++∂
∂−∂
∂ WWhVV
y
ph
y
hUU
x
ph
x hηη
 (4.17) 
Definindo que : 
 
21 UUU += 21 VVV +=
 29 
( ) 0
2
)
12
(
2
)
12
(
33
=+−∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂−∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂− oh WWy
hV
yy
ph
yx
hU
xx
ph
x ηη (4.18) 
E dado que não há variação de U e V ao longo das suas direcções, xx’ e yy’ , isto é: 
U ≠ f(x) e V ≠ f(y) , 12
(
2
)
12
( ∂
∂
∂
∂−∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂− hhUph ( ) 02) 1
33
=+−∂
∂
∂
∂+ oh WWhVp
 
Virá a equação de Reynolds a três dimensões: 
( ) 0
22
)
12
()
12
(
33
=−+∂
∂+∂
∂−∂
∂
∂
∂−∂
∂
∂
∂− oh WWy
hV
x
hU
y
ph
yx
ph
x ηη (4.19) 
Vamos agora introduzir algumas simplificações à equação de Reynolds: 
Simplificação provocada pela existência de velocidade só numa direcção, V=0 : 
 ( oh WWx
hU
y
ph
yx
ph
x
−+∂
∂=∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂
2
)
12
()
12
(
33
ηη ) (4.20) 
Simplificação provocada pela existência de uma película lubrificante em que não há fluxo na 
direcção no eixo dos zz’ : 
x
hU
y
ph
yx
ph
x ∂
∂=∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂
2
)
12
()
12
(
33
ηη
 (4.21) 
Ou: 
x
hU
y
ph
yx
ph
x ∂
∂=∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂ 6)()(
33
ηη
 (4.22) 
Simplificação provocada por se considerar que o fluido é isoviscoso, isto é, η=constante, 
teremos a equação de Reynolds simplificada: 
x
hU
y
ph
yx
ph
x ∂
∂=∂
∂
∂
∂+∂
∂
∂
∂ η6)()( 33
 (4.23) 
Aproximação à chumaceira larga 
 30 
Fig. 4.5 
 
Neste caso considera-se que só há variação da pressão na direcção do movimento das placas, 
ou seja, 0=∂
∂
y
p
. 
E a equação de Reynolds virá: 
 (4.24) 
x
hU
x
ph
x ∂
∂=∂
∂
∂
∂ η6)( 3
e integrando: 
 (4.25) 
ChU
x
ph +=∂
∂ η63
Estabelecendo agora condições fronteiras, dado que há um ponto de pressão máxima, isto é 
de gradiente nulo, 0=∂
∂
x
p
 ; e onde a espessura do filme é h=h , da equação (4.25) virá: 
 e a equação de Reynolds sob a forma unidimensional será a equação da pressão para 
uma chumaceira longa: 
hUC η6−=
 (4.26) 
36 h
hhU
x
p −=∂
∂ η
Convencionou-se que a velocidade U é negativa. 
 
 
Aproximação à chumaceira estreita 
 
Neste caso vamos assumir que o gradiente da pressão que actua ao longo do eixo dos xx’ , é 
muito menor que ao longo do eixo dos yy’ , o que se traduz matematicamente por: 
Esta situação é patente na Fig. 4.6 
 31 
y
p
x
p
∂
∂<<∂
∂
Fig. 4.6 
 
Michell observou que numa chumaceira de comprimento finito o fluxo era mais 
influenciado pelos gradientes de pressão perpendiculares ao deslocamento, que pelos 
gradientes da pressão na direcção do deslocamento. Partiu-se então para a dedução da 
formula para a pressão hidrodinâmica. 
 
BL <<
y
p
x
p
∂
∂<<∂
∂
x
hU
y
ph
y ∂
∂=∂
∂
∂
∂ η6)( 3
Da equação (4.23) virá: 
 (4.27) 
Integrando e considerando que h ≠ f(y), virá: 
 21
2
3 2
6 CyCy
dx
dh
h
Up ++= η (4.28) 
De acordocom o que se pode ver na Fig. (4.6) as condições fronteiras são: 
p = 0 para 
2
Ly ±= 
0=∂
∂
y
p
 para y = 0 ( onde p é máximo ) 
 
então as constantes virão: 
01 =C e 4
3 2
32
L
dx
dh
h
UC η−= 
Substituindo as constantes teremos a equação da distribuição da pressão para uma 
chumaceira estreita: 
 )
4
(3
2
2
3
Ly
dx
dh
h
Up −= η 
 (4.29) 
Verifica-se que a aproximação a uma chumaceira estreita é aceitável para valores de 
3
1<
B
L
 , sendo a aproximação a chumaceira longa indicada para valores de 3>
B
L
 , para 
valores intermédios de 3
3
1 <<
B
L
 aplicam-se soluções computadorizadas de 
chumaceiras finitas. 
 
 32 
 
4.2 Parâmetros da chumaceira obtidos a partir da equação de Reynolds 
 
Muitos dos parâmetros de projecto mais importantes tais como a distribuição da 
pressão, capacidade de carga, força de atrito, coeficiente de atrito e fluxo de óleo são obtidos 
por simples integração. Assim teremos: 
 
Distribuição de pressão 
 
Obtém-se integrando a equação de Reynolds para uma dada geometria da película 
lubrificante expressa por uma função h = f (x,y). A distribuição da pressão no filme é função da 
geometria da chumaceira, viscosidade do lubrificante e velocidade. 
 
 
 
Capacidade de carga 
Obtém-se pela integração da equação da distribuição da pressão na área da 
chumaceira. Se a carga na chumaceira variar, a geometria da película mudará de forma a 
reequilibrar o campo de cargas e pressão. A carga que uma chumaceira suportará para uma 
dada geometria da película lubrificante será dada por: 
 W (4.30) ∫∫= BL pdxdy00
A formula que se obterá para a capacidade de carga virá em função da geometria da 
chumaceira, viscosidade do lubrificante e velocidade. 
 
Força de atrito 
A foça de atrito obtém-se pela integração da tensão de corte τ para a área da 
chumaceira. Assumimos portanto que esta força de atrito provém exclusivamente da 
viscosidade do fluído. A força de atrito gerada por um contacto hidrodinâmico virá expressa por: 
 (4.31) ∫∫±= BL dxdyF 00 τ
O sinal refere-se às forças que actuam nas superfícies inferior e superior. O sinal positivo 
indica que a força de atrito actua na direcção contraria à da velocidade, e o sinal negativo que 
tem sentidos iguais. 
±
Dado que a carga faz um ângulo com a vertical há uma componente resultante w tg α que 
 33 
actua na direcção oposta à velocidade. 
 
Fig. 4.7 
 
É por este motivo que a força de atrito que actua na superfície superior é menor que a força 
que actua na superfície inferior, que é a que se desloca. O conhecimento da força de atrito é de 
extrema importância para o projecto de chumaceiras pois permite optimizar a sua geometria. 
 
 Coeficiente de atrito 
O coeficiente de atrito é calculado a partir do quociente entre a força de atrito e a carga, sendo 
dado pela fórmula: 
 ∫∫
∫∫== BL
BL
pdxdy
dxdy
W
F
00
00
τµ (4.32) 
 Os parâmetros da chumaceira deverão ser optimizados para darem um valor mínimo 
para o coeficiente de atrito. O que se traduzirá em muitos casos pela diminuição do tamanho da 
chumaceira de forma a permitir uma pressão hidrodinâmica tão elevada quanto possível. 
 
 Caudal de lubrificante 
Obtém-se a partir da integração das expressões do caudal e nas direcções principais. 
As percas de lubrificante na chumaceira virão então expressas por : 
xq yq
 e (4.33) ∫= L xx dyqQ 0 ∫= L yy dxqQ 0
O caudal do lubrificante é extremamente importante no funcionamento da chumaceira, dado 
que deverá haver óleo suficiente para alimentar o fluxo hidrodinâmico a fim de evitar gripagem. 
 
 Considerações gerais 
 O mesmo método analítico pode ser aplicado á análise de todas as chumaceiras de 
tipo hidrodinâmico, desde que se tenha em conta a sua geometria. A primeira fase dos cálculos 
será a definição da geometria da chumaceira, partindo então para a integração da equação de 
Reynolds a finde determinar as: 
 Distribuição de pressão 
 Capacidade de carga 
 Força de atrito e 
 Caudal 
 
A grande vantagem da análise hidrodinâmica é que é concisa e simples adequando-se o 
mesmo procedimento a todas as geometrias de chumaceiras. 
 
 34 
4.3 Chumaceiras planas infinitas 
 
Vamos começar por estudar as chumaceiras planas de largura (dimensão 
perpendicular ao deslocamento) infinita, por ser a geometria de mais fácil análise. Considera—
se que este tipo de geometria está presente quando se verifica 3>
B
L
 . 
 
Fig. 4.8 
 
Geometria da chumaceira 
Como primeiro passo vamos definir a geometria da chumaceira, h = f(x). Da 
observação da fig. 4.8, verifica-se que: 
αtgxhh .0 += e B
hhxhh 010
−+= ou ).1.(
0
01
0 B
x
h
hhhh −+= (4.34) 
 
a K
h
hh =−
0
01 chamaremos Razão de Convergência (4.35) 
e (4.34) virá sob a forma de ).1.(0 B
xKhh += (4.36) 
 
Distribuição da pressão 
A distribuição da pressão é calculada através da integração da equação de Reynolds, 
que dado a variação determinante da pressão se dar segundo o eixo dos xx’ , será expressa 
pela equação (4.26). Se escolhermos integrar a equação em ordem a h teremos a partir de 
(4.36): 
 dh
Kh
Bdxdx
B
Kh
0
0 =→=dh (4.37) 
 35 
e a equação (4.26) virá dada por: 
d
h
hh
U
p
36
−=∂
∂ η
 dh
h
hhp
BU
Kh
3
0
6
−=η (4.38) 
Integrando tendo em conta as condições fronteiras, que de acordo com o que se pode observar 
na fig. 4.8 são : 
p = 0 em h = h0 
p = 0 em h = h1 
virá que: 
 )
)2(
1
)2(
)1(.1(6
0
2
0
0 +
++
++−=
KhK
K
h
h
hKh
BUp η (4.39) 
 
se considerarmos p* , a grandeza adimensional dada por: 
36 h
hhU
x
p −=∂
∂ η (4.40) 
 
teremos como equação a pressão a expressão: 
 
 *6 2
0
p
Kh
BUp η= (4.41) 
Verifica-se agora facilmente que a pressão hidrodinâmica p : 
 
• É proporcional à velocidade de deslocamento; 
• É proporcional ao comprimento da chumaceira (dimensão no sentido do deslocamento) 
• É inversamente proporcional ao quadrado da espessura mínima do filme 
 
Capacidade de carga 
A carga total que a chumaceira poderá suportar, dada a geometria para a película 
lubrificante é obtida a partir da integração da distribuição da pressão (4.30)numa dada área da 
chumaceira. Se exprimirmos esta formula em função da unidade de comprimento teremos: 
∫= B pdxLW 0 (4.42) 
e se substituirmos p pelo seu valor teremos: 
dx
KhK
K
h
h
hKh
BU
L
W B )
)2(
1
)2(
)1(.1(6
0
2
0
0
0 +
++
++−= ∫η (4.43) 
se fizermos agora a integração em h tendo em conta (4.37), obteremos, tendo em conta que: 
 em x = 0 h = h0 e em x = B h = h1 
 
 36 
dh
KhK
K
h
h
hhK
BU
L
W h
h
)
)2(
1
)2(
)1(.1(6
0
2
0
2
0
2
2
1
0 +++
++−= ∫η (4.44) 
 
e a carga por unidade de comprimento da chumaceira virá: 
 



+++−= )2(
2)1ln(6 2
0
2
2
K
KK
hK
BU
L
W η
 (4.45) 
 
Se diferenciarmos W em ordem a K e igualarmos a zero iremos obter o valor de K que 
optimiza W, para a 2ª derivada positiva. O que se verifica para : 
 K = 1,2 e 2,2
0
1 =
h
h
 (4.46) 
Força de atrito 
A força de atrito gerada na chumaceira deve-se ao atrito interno do lubrificante e é obtida 
integrando o esforço de corte para a área da chumaceira eq. Sendo que a força de atrito 
por unidade de comprimento será: 
 
 ∫±= B dxLF 0 τ (4.47) 
tendo em atenção as equações (4.5) , (4.8) e (4.47) , teremos: 
 
∫∫ −∂∂−=
BB
dx
h
Udx
x
phL
F
00 2
τητ (4.48) 
e resolvendo a integração teremos: 
 
 ))1ln(4
)2(
6.(
0 K
K
Kh
BU
L
F +−+=
η
 (4.49) 
A partir da força de atrito e da capacidade de carga poderemos determinar facilmente o 
coeficiente de atrito: 
 
L
W
L
F
=µ 
)1ln()2(36
)1ln(4)2(23.0 ++−
++−=
KKK
KKK
B
Khµ (4.50) 
 
ou *.0 µµ
B
h= (4.51) 
 
 37 
em que 
)1ln()2(36
)1ln(4)2(23.* ++−
++−=
KKK
KKKKµ (4.52) 
 
Se derivarmos µ* em ordem a K e igualarmos a zero, obtém-se o valor de: 
 K = 1,55 valor de K para o menor coeficiente de atrito 
pois que se verifica ainda ser a 2ª derivada negativa, indicando que se trata de um mínimo para 
µ* . 
Verificámos anteriormente que a maior capacidade de carga W ocorre para K = 1,2 
tendo-se agora verificado que o menor coeficiente de atrito se verifica para K = 1,55 . 
No projecto de chumaceiras deveremos ter portanto valores de : 
1,2 < K < 1,55 
a fim de obtermos as melhores características para a chumaceira. 
fig. 4.9 
Caudal 
O cálculo do caudal de lubrificante é um factor de projecto muito importante, dado que para que 
haja separação das superfícies por uma película hidrodinâmica, o caudal de lubrificante terá de 
ser suficiente. 
 Se um excesso de lubrificante é fornecido, então verificam-se percas por atrito 
provocadas pela agitação do lubrificante, estas percas são significativas e poderão ser 
superiores às percas por atrito na chumaceira. 
Um caudal correcto é necessário para prevenir tanto o sobreaquecimento por escassez 
de lubrificante, como por excesso do mesmo. 
Numa chumaceira infinitamente longa podemos considerar qy = 0 , e então o fluxo de 
lubrificante será calculado através da integração do fluxo por unidade de comprimento qx . 
 
De (4.33) ∫ ++∂∂−=
L
x dy
hUU
x
phQ
0 21
3
)
2
)(.
12
( η (4.53) 
 
 38 
Pelas condições fronteiras, como se pode observar da fig. 4.8 , teremos 0=∂
∂
x
p
 para 
hh = , ponto em que a pressão é máxima, e o resultado da integração de (4.53) virá: 
 
2
1.0 +
+=
K
KUh
L
Qx (4.54) 
 
Verifica-se portanto que o fluxo de lubrificante é determinado pela velocidade de 
deslizamento e pela geometria, mas não pela viscosidade ou comprimento no sentido do 
deslocamento. 
 
4.4 Chumaceiras planas finitas 
 
A aproximação à chumaceira longa, permite estimativas adequadas nas capacidade de 
carga e atrito para relações de L / B > 3 . 
As chumaceiras com 1 / 3 < L / B < 3 designam-se por chumaceiras finitas. Para este 
tipo de chumaceiras, todos os parâmetros importantes tais como a pressão, capacidade de 
carga, força de atrito e fluxo do lubrificante são usualmente determinados por métodos 
numéricos. 
Nalguns casos porém é possível deduzir expressões analíticas para a capacidade de 
carga e outras chumaceiras planas finitas. Estas fórmulas tiveram especial aplicação antes do 
desenvolvimento dos computadores e a utilização dos métodos numéricos. 
Um dos inconvenientes dos métodos analíticos é a impossibilidade de considerar 
factores adicionais, como o aquecimento do lubrificante. 
Actualmente aconselha-se a aplicação de dados provenientes do cálculo por análise 
numérica. Estes dados estão habitualmente disponíveis em gráficos e tabelas. 
Fig. 4.10 
 
 39 
Na Fig. 4.,10 está representado um gráfico da variação da capacidade de carga com a 
razão de convergência para vários valores de L / B em chumaceiras planas. 
A variável considerada é um coeficiente de carga: 
 2
0/*6
B
h
U
LWW η= 
 
As capacidades de carga são calculadas a partir dos valores estabelecidos para L / B . 
O valor da capacidade de carga por unidade de comprimento W / L é obtido a partir do gráfico, 
multiplicado pelo factor . 20
2 / hUB η
Pode-se inferir da análise do gráfico que para L / B menores a capacidade de carga 
das chumaceiras é menos sensível às mudanças da relação 
0
1
h
h
 tornando-se mais estável. As 
variações contínuas de 
0
1
h
h
 com a carga põe alguns problemas a este tipo de chumaceiras. 
 
4.5 Chumaceiras radiais 
 
As chumaceiras radiais são componentes mecânicos muito usuais e equipam quase 
todos os tipos de máquinas. Os motores de combustão interna e turbinas dependem das 
chumaceiras para obterem uma alta eficiência e fiabilidade. 
Uma chumaceira radial consiste num veio a rodar num casquilho fixo. O filme 
hidrodinâmico que suporta o peso é gerado entre as superfícies em movimento do veio e 
casquilho. 
Na análise das chumaceiras radiais há dois aspectos fundamentais a considerar. 
O primeiro refere-se á análise básica da capacidade de carga, atrito e caudal de 
lubrificante como uma função da carga, velocidade e outros parâmetros de controlo. 
O segundo aspecto refere-se a problemas práticos ou operacionais, tais como: 
• Processo de fornecimento do lubrificante; 
• Desenho da chumaceira para suprimir vibrações e cavitação; 
• Desenho da chumaceira para permitir desalinhamentos ; 
• Aquecimento do lubrificante por atrito 
 
Na determinação dos parâmetros principais, começa por se definir a geometria do filme e 
aplicar a equação de Reynolds a fim de determinar as equações da pressão e capacidade de 
carga. 
 
Geometria da chumaceira 
 
Comecemos por observar a geometria associada à chumaceira. 
 40 
 
 
 Fig. 4.11 Fig. 4.12 
 
OS A = OS C + C A = OS B + B A c = R1 – R2 -folga 
 e cos θ + R1 cos α = R2 + h 
 
h = e cos θ + R1 cos α - R2 (4.55) 
dado que: θαθα sensensensen 1
1
R
eRe =→= 
1cossen 22 =+ αα 
θα 2
2
1
sen1cos 


−=
R
e
 
Para, 1cos1
1
≈→<< α
R
e
 
E, (4.55) virá: 
h = e cos θ + R1 - R2 = e cos θ + C (4.56) 
C é a folga R1 - R2 [m] 
e finalmente: h = C ( 1 + ε cos θ ) (4.57) 
C
e=ε - relação de excentricidade ou excentricidade relativa. (4.58) 
(4.57) descreve a forma do filme nas chumaceiras radiais com uma precisão de 0,1%. 
Distribuição da pressão 
Na maior parte das chumaceiras radiais onde o comprimento axial é menor que o 
diâmetro do veio, o gradiente de pressão ao longo de yy’ é muito maior que o gradiente de 
pressão ao longo de xx’. Estamos portanto perante um caso em que a aproximação à 
chumaceira estreita deverá ser aplicada. 
 41 
Esta aproximação dá resultados fiáveis para valores de L / D < 1 / 3 . Vamos então 
utilizar a fórmula de Reynolds unidimensional para a aproximação à chumaceira estreita, que é 
dada por (4.29): 
)
4
(3
2
2
3
Ly
dx
dh
h
Up −= η
 
(4.59) 
em que L é o comprimento da chumaceira ao longo do eixo dos yy’. 
x = R θ dx = R dθ 
 
)
4
(13
2
2
3
Ly
d
dh
Rh
Up −= θ
η
 
(4.60) 
diferenciando (4.57) vem que: 
θθε dcdh sen−= (4.61) 
)
4
(
)cos1(
sen3 22
32 y
L
Rc
Up −+= θε
θηε
 
(4.62)
 
Capacidade de carga 
A capacidade de carga total que a chumaceira poderá suportar, calcula-se a partir da 
integração da pressão em torno da chumaceira. A carga é usualmente calculada a partir de 
duas componentes, uma que tem a direcção dos centros do veio e do casquilho e outra 
perpendicular a esta. Este método permite o cálculo do ângulo entre a linha de centros e a 
linha de carga. 
Como ser mostra o veio move-se sempre de um ângulo em relação à linha de carga 
(vertical), este ângulo designa-se por “ ângulo de posição “ e resulta da intersecção da linha 
que contém a espessura mínima de filme e os centros do veio e casquilho com a linha de carga 
Fig. 4.13 
Consideremos o elemento de área R dθ dy em que y é normal ao plano dafigura. O 
incremento da força hidrodinâmica provocada pela pressão neste elemento de área é p R dθ 
dy cujas componentes são: 
p R dθ dy cosθ p R dθ dy senθ 
E as componentes que actuam na linha de centros serão: 
 42 
∫∫ +−= 2
2
01
cos
L
L dydpRW θθ
π
 ∫∫ +−= 2
2
02
sen
L
L dydpRW θθ
π
 (4.63) 
∫∫∫∫ +−+− −+=−+= 22
2
2
302
2
2
2
2
3201
)
4
(
)cos1
cos.sen3)
4
(
)cos1(
cos.sen3 L
L
L
L dyy
Ld
c
UdydyL
Rc
RUW θθε
θθηεθθε
θθηε ππ
 (4.64) 
∫∫∫∫ +−+− −+=−+= 22
2
2
3
2
02
2
2
2
2
32
2
02
)
4
(
)cos1
sen3)
4
(
)cos1(
sen3 L
L
L
L dyy
Ld
c
UdydyL
Rc
RUW θθε
θηεθθε
θηε ππ
(
4.65) 
E a solução virá: 
222
23
1 )1( ε
εη
−−= c
LUW 
2
322
3
2
)1(4 ε
ηεπ
−
−=
c
LUW (4.66) 
A carga total que a chumaceira suportará virá dada por: 
2
2
2
1 WWW += 
Capacidade de carga 
1)116(
4)1(
2
2222
3
+−−= π
π
ε
εη
c
LUW ε (4.67) 
Esta formula pode ainda escrever-se da seguinte forma: 
2
12
222
2
2
2
)1.621,0(
)1(
4 +−= εε
πε
η L
R
RLU
Wc
 (4.68) 
Introduzindo a variável ∆ - número de Sommerfield ou Parâmetro de esforço, tal que: 
2
)(
R
c
LU
W
η=∆ (4.69) , vem: 
2
12
22
2 )1.621,0(
)1(
)( +−=∆ ε
πε
L
D ε (4.70) 
Pode ver-se a relação entre ∆ e ε no gráfico da fig 4.32. 
Os números de Sommerfield para uma excentricidade dada e uma relação L/D, são dados no 
gráfico permitindo determinar os valores para a solução mais favorável. 
O valor óptimo para a excentricidade ε é 0,7 ; verificando-se que valores superiores para a 
excentricidade, produzem desalinhamentos, enquanto valores inferiores estão associados ao 
aparecimento de vibrações, aumento de atrito e temperatura do lubrificante. 
 
Fluxo de lubrificação 
 Para chumaceiras estreitas a equação do caudal é simplificada dado que 0=∂
∂
x
p
 e 
2
Uhqx = , vindo a equação do caudal dada por: 
2200
UhLdyUhdyqQ
LL
xx ∫∫ === 
 43 
)cos1(
2
θε+= cULQx 
 
Fig. 4.14 
Sabe-se que o lubrificante entra na chumaceira em θ = 0 e h = h1 e sai na zona em 
que θ = π e h = h0. Substituindo estas condições fronteiras teremos que o caudal que entra 
em θ = 0 virá dado por, )1(
2
ε+= cULQx . 
E o caudal que sai em θ = π virá dado por, )1(
20
ε−= cULQ . Assim sendo o caudal 
necessário para compensar as perdas virá, Q = Q1 – Q0 
Q = U c L ε 
 44 
 
 
5 Impurezas e contaminantes 
 
De acordo coma utilização do lubrificante assim as várias impurezas e contaminantes 
afectarão mais ou menos o sistema a que pertencem. 
• O conteúdo em água de um lubrificante é a quantidade de água presente, podendo ser 
medida em p.p.m. partes por milhão, percentagem em volume ou percentagem em peso. 
Os processos utilizados para a sua determinação poderão ser por centrifugação, destilação 
ou voltâmetria. A presença de água num óleo dá-lhe propriedades corrosivas em relação 
no meio em que circula e provoca a oxidação prematura do próprio óleo, verifica-se ainda 
que perde propriedades como lubrificante pois diminui a sua capacidade de carga. O 
conteúdo de água no óleo deverá ser inferior a 0,2% em lubrificantes de turbinas a vapor, a 
0,1% em lubrificantes de sistemas hidráulicos e deverá ser inferior a 35 p.p.m. em 
sistemas dieléctricos como é o caso de transformadores eléctricos. 
• O conteúdo em enxofre tem efeitos benéficos no funcionamento a altas pressões e 
temperaturas e efeitos adversos por potênciar a presença de compostos corrosivos. 
• O conteúdo em cloro deverá ter um nível óptimo no lubrificante pois em excesso confere 
propriedades corrosivas e em falta retira propriedades anti-atrito e anti-desgaste ao 
lubrificante. O teor de cloro nos lubrificantes está a ser reduzido devido às suas 
propriedades cancerigenas . 
• A presença de gases dissolvidos ocorre especialmente em sistemas hidráulicos, conferido 
propriedades compressíveis ao fluído que são indesejáveis. Outra consequência da 
presença de ar nos sistemas hidráulicos é o efeito Diesel que consiste na ocorrência de 
micro-explosões causadas pela mistura dos produtos voláteis do óleo com o ar nele 
misturado a altas pressões. O óleo toma então um aspecto enegrecido pela presença de 
partículas de carbono resultantes da combustão dos seus vapores. 
 45 
 
6 Filtragem de lubrificantes 
 
Muito se pode fazer para eliminar as impurezas existentes nos lubrificantes e evitar o 
agravamento desnecessário das suas condições de trabalho e respectivas consequências. É 
contudo impossível evitar a contaminação e deterioração dos óleos. Por isso torna-se 
necessário a sua purificação para o que se recorre ao uso de filtros. 
 
Os filtros podem ser estáticos, quando não têm partes móveis, sendo constituídos por 
uma malha que tem como função impedir a passagem de corpos sólidos de bitola superior 
àquela para que o filtro foi construído, e centrífugos, quando utilizam a centrifugação do fluido a 
filtrar como parte do processo de depuração; este tipo de filtro é muito utilizado em filtros de 
gasóleo para separar, especialmente, a água, sendo no entanto também utilizado em filtros de 
óleo 
. 
6.1 Sistemas de filtragem 
 
Quando se pretende escolher um filtro para óleo, teremos de ter em conta 
essencialmente dois parâmetros: 
 
caudal a ser filtrado • 
• 
• 
O caudal a filtrar pode variar muito dependendo das dimensões dos sistemas e dos 
tipos de filtragem a que está associado. 
grau de filtragem a executar 
O grau de filtragem está associado com o nível de depuração que se deseja para o 
sistema e que dependerá muito de se tratar de um motor, de uma transmissão, de um sistema 
hidráulico, etc.. 
Para purificação dos óleos são usados tanto métodos de fluxo total, “full flow”, como 
tratamentos parciais, utilizando instalações de purificação em derivação, “by pass”, ou 
utilizando tratamentos de lotes retirados do sistema. 
 
 
Purificação em fluxo total, “full flow “ 
Neste método, todo o óleo em circulação no sistema passa através do filtro. Esta 
característica, em grandes sistemas, obriga à utilização de filtros de grande caudal. A filtragem 
faz-se antes de o óleo ir ao refrigerador e ao motor. O filtro opõe uma certa resistência à 
passagem do óleo, verificando-se uma quebra de pressão entre a entrada e a saída do filtro. 
Para uma dada área de superfície de filtragem e para um determinado débito, quanto mais fino 
é o filtro maior é a resistência que oferece à passagem do óleo e maior é a queda de pressão. 
Para garantir um mínimo de resistência, o grau de filtragem é limitado pelas condições 
 46 
impostas por estes factores, sendo apenas possível a utilização de filtros muito finos quando os 
débitos são muito baixos. 
 
Durante o trabalho do motor, a acumulação de substâncias filtradas pode entupir o 
filtro, tornando necessário a substituição periódica ou limpeza dos elementos. Há equipamentos 
em que a acumulação de resíduos pode ser muito rápida, colmatando seriamente o filtro. Para 
evitar interrupções de lubrificação, os filtros em fluxo total são equipados com um “by-pass” que 
actua para certos valores de queda de pressão no filtro (figura 6.1). 
 
 
Fig. 6.1 
 
Um sistema de purificação de fluxo total convencional é constituído por um filtro 
primário, de rede, na zona de aspiração da bomba de óleo, que se destina a proteger a bomba 
da entrada de impurezas de maior calibre, uma bomba de óleo de carretos para circulação do 
óleo por todo o circuito de lubrificação e um filtro secundário de elementosem celulose, a 
jusante da bomba, para depuração do óleo. O filtro secundário encontra-se no exterior do 
cárter e por ele passa a totalidade do óleo. Para precaver a possibilidade de obstrução do filtro 
com impurezas, existe nele uma válvula de derivação que se abre quando a pressão através do 
filtro excede determinados valores, que se situam entre os 0,7 e 1,5 Kg/cm2.para motores de 
pequena e média potência Esta válvula também se abre quando o óleo está frio e, portanto, 
mais viscoso. 
 
O elemento filtrante mais usado actualmente é o papel impregnado de resina, que não 
é reutilizável, devendo ser substituído periodicamente. 
 
Na figura 6.2 apresenta-se um exemplo do posicionamento do filtro no circuito de 
lubrificação bem como a configuração e percurso interno do óleo no filtro. 
 47 
 
Fig. 6.2 
 
 
 
Purificação em fluxo parcial , “ by-pass “ • 
Neste tipo de purificação só uma parte do óleo em circulação no sistema é retirado 
para purificação. 
Este método (figura 6.3), dado que trabalha menores caudais, permite uma purificação 
muito mais fina por filtragem ou centrifugação, sendo o óleo seguidamente devolvido à 
circulação principal. O método de purificação em fluxo parcial deve ser associado a sistemas 
em fluxo total, pois, por si só, não garantiria o débito necessário de óleo purificado. Este 
processo permite uma purificação fina e contínua de grandes quantidades de óleo. 
 48 
 
Fig. 6.3 
• Purificação por lotes 
 Os processos de purificação do óleo anteriormente descritos aumentam-lhe a sua vida 
útil mas não evitam a sua deterioração progressiva; assim é usual a purificação por lotes, 
levada a cabo por entidades acreditadas, que, ao utilizarem as técnicas de purificação 
anteriormente descritas e dadas as características das suas instalações, conseguem 
purificações de muito melhor qualidade. Pode ainda utilizar-se a re-refinação que é um 
processo que restitui ao óleo características muito próximas do seu estado de novo. 
 
6.2 Tipos de filtros 
 
De acordo com o tamanho e consequente potência dos motores, mas também de 
acordo com os combustíveis e ciclos termodinâmicos que utilizam, as exigências de depuração 
tornam-se diferentes e próprias de cada tipo de motor e de cada tipo de purificação. 
 
Vamos estudar alguns tipos de filtros mais usuais. 
 
• Filtros metálicos 
Nos filtros metálicos o elemento filtrante é uma rede metálica. Em grandes instalações há filtros 
contendo redes ou discos sobrepostos com elementos de lã de aço; retêm as partículas 
maiores, como poeiras metálicas e outras, mas deixam passar contaminantes de menor 
granulometria, tais como produtos de oxidação insolúveis. O filtro que apresentamos como 
exemplo na figura 6.4 pode ser limpo em serviço, conforme se pode ver. 
 
 
 49 
 
Fig.6.4 
 
A figura 6.5 mostra outro tipo de filtro metálico. Trata-se de um filtro de rede indicado 
para vários tipos de aplicação. 
 
Fig. 6.5 
 50 
 
• Filtros de tipo absorvente 
 
Estes filtros são mais eficientes que os metálicos, sendo constituídos por elementos 
contendo matérias muito finamente pulverizadas, papéis embebidos em resinas, aglomerados 
de fibras, algodão, feltros (figura 6.6) ou outros tecidos. Estes filtros para além de reterem as 
partículas de maior dimensão também retêm as partículas de menor granulometria insolúveis 
nos óleos. Nenhum destes filtros retém produtos contaminantes solúveis no óleo. 
 
 
 
 
Fig. 6.6 
 
Para o tratamento de óleos em “by-pass“, os filtros usados costumam possuir 
elementos constituídos por aparas de algodão, papéis ou aparas de celulose ou madeira, tendo 
na grande maioria dos casos uma acção puramente mecânica. Nos filtros de velas (discos 
comprimidos de papel especial), o óleo quente é forçado a passar entre os discos de papel, 
muito comprimidos uns contra os outros, acumulando-se a sujidade na periferia dos 
elementos. A limpeza faz-se cortando a passagem de óleo, injectando ar em contracorrente e 
sangrando o sistema (figura 6.7). 
 
 51 
 
Fig. 6.7 
 
 
• Centrifugadores 
 
 Os depuradores centrífugos (figura 6.8) são muito usados para purificação em “by-
pass “. A centrifugadora trabalha como uma depuradora, com saída de dois fluidos, óleo e 
água, e não como um elemento clarificador com a saída de um único fluido (figura 6.9). Nos 
grandes motores marítimos e industriais a água é muitas vezes o contaminante principal, 
sendo necessário prever a sua remoção. Nestes filtros juntamente com a remoção da água são 
também removidos muitos resíduos sólidos. 
 
 
 52 
Fig. 6.8 
 
 
 
 
Fig. 6.9 
 
 53 
 
7 Massas lubrificantes 
 
Uma massa lubrificante é uma substância formada por um agente espessante e por um 
óleo base convenientemente aditivado de forma a melhorar as suas características. O agente 
espessante confere à massa uma estrutura tridimensional porosa, semelhante à estrutura de 
uma esponja, que retém o lubrificante entre os seus poros. A consistência de uma massa 
aumenta proporcionalmente com a quantidade de espessante existente. 
 
A função do espessante é a de actuar de uma forma permeável, como se fosse um 
depósito de óleo, permitindo a sua libertação de modo a que possa lubrificar as superfícies 
metálicas durante o funcionamento e permitindo também a sua absorção quando já não for 
necessário, a fim de evitar fugas e perdas por evaporação, actuando como se de uma esponja 
se tratasse. 
 
7.1 Espessantes 
 
Os espessantes classificam-se em duas categorias, espessantes de sabão e 
espessantes sem sabão, com processos de fabrico distinto. Os sabões são obtidos através de 
uma reacção de uma substancia alcalina, normalmente um hidróxido metálico, com ácidos 
gordos, conhecida como saponificação. Como o sabão obtido é de natureza inorgânica, as 
moléculas do espessante são só parcialmente solúveis no óleo. O resultado obtido é uma 
malha tridimensional microscópica formada por fibras de 4 a 10 µm, que retêm o lubrificante. 
Por outro lado, são igualmente utilizados outros espessantes para formar a “esponja” 
que retém o óleo. Utiliza-se normalmente uma argila micronizada ou então outras substancias 
minerais finamente dispersas. 
 
A quantidade de espessante varia desde 2%, para algumas massas semi-fluidas, até 
aproximadamente 25%, para massas mais consistentes. O sistema utilizado para classificar a 
consistência é definido pela penetração produzida por um cone padrão sobre uma amostra de 
massa. 
 
Dependendo da profundidade de penetração do cone, a massa é classificada num dos 
9 níveis da escala definida pelo NLGI (National Lubricating Grease Institute), que varia entre 
000, para massas mais fluidas, e 6, para as de maior consistência . 
 
 
 
 
 
 54 
 
Tabela 7.1 
Classificação de massas 
 
Grau de consistência NLGI 
ASTM D 217 
Penetração do Cone 
Grau NLGI Consistência da 
massa 
445 a 475 000 
400 a 430 00 Semi-fluida 
310 a 340 1 
265 a 295 2 
220 a 250 3 
175 a 205 4 
130 a 160 5 Dura 
 
 
 
7.2 Óleos Base 
 
Numa massa podem ser utilizados vários tipos de óleo de base. As massas 
convencionais possuem um óleo de base mineral, mas outras massas para aplicações mais 
severas, podem possuir alguns tipos de óleos sintéticos. 
 
Nas aplicações usuais, um óleo mineral convencional é suficiente para garantir uma 
lubrificação eficiente em termos de custo e beneficio. No entanto, nos casos em que as 
condições de lubrificação são severas, uma massa com óleo de base sintético poderá ser um 
investimento rentável. 
7.3 Aditivos 
 
Tal como nos lubrificantes,também nas massas se utiliza uma grande variedade de 
aditivos a fim de melhorar as suas características. Aditivos sólidos anti-desgaste, tais como a 
grafite ou o bisulfureto de molibdénio, aditivos de extrema pressão, de adesividade e inibidores 
da corrosão. Todos eles se encontram no seio do óleo base, movendo-se com ele através da 
estrutura da massa, de modo a alcançar todas as superfícies metálicas que devem ser 
lubrificadas. 
 
 
 
 
 55 
7.4 Compatibilidade de Massas 
 
Duas massas são incompatíveis quando os seus óleos base ou os seus espessantes 
são incompatíveis. Da mesma forma que os lubrificantes sintéticos do tipo poliglicol são 
incompatíveis com os lubrificantes minerais, uma massa com óleo base do tipo poliglicol 
também será incompatível com uma massa cujo óleo base seja mineral. Os espessantes 
podem de igual forma, em alguns casos, ser incompatíveis entre sí. A titulo de exemplo, basta 
dizer que as massas com espessantes de cálcio são incompatíveis com todas as outras. É 
também esta uma razão pela qual este tipo de massas está a desaparecer progressivamente 
do mercado. 
 
 
7.5 Condições de aplicação de massas 
 
Será que se opta por uma lubrificação com massa porque uma massa lubrifica melhor 
que um óleo? De facto uma massa lubrificante não lubrifica melhor nem pior que um óleo, 
simplesmente lubrifica de modo diferente. 
 
A escolha de uma massa em vez de um óleo vai depender de muitos factores mas, em 
geral, iremos escolher como lubrificante uma massa, quando factores como dificuldades de 
aplicação, período de relubrificação ou necessidade de vedação têm uma grande influência. 
No que diz respeito às prestações, podemos obter resultados semelhantes de 
protecção anti-desgaste e anti-corrosão tanto com uma massa como com um óleo. De facto, é 
o óleo base que as massas contêm que lhes proporciona as suas características e prestações 
como lubrificante. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 56 
8 Lubrificantes sintéticos 
 
Os óleos lubrificantes podem proceder de três origens básicas, a biológica, a mineral e 
a sintética. 
Na primeira metade deste século, os óleos sintéticos foram inicialmente desenvolvidos 
por países que tinham dificuldade na obtenção de óleo mineral. Inicialmente estes óleos eram 
caros e tinham pouca aceitação. 
É na segunda metade deste século, que os óleos de origem sintética são 
desenvolvidos artificialmente para substituir os óleos minerais, pela necessidade de obter 
lubrificantes com características superiores, tais como a resistência a elevadas temperaturas, 
ou poder operar a muito baixas temperaturas. 
A utilização dos óleos sintéticos acentuou-se gradualmente, em áreas em que a 
utilização dos óleos minerais não satisfazia. 
Apesar de muitos factores positivos como a disponibilidade a baixo preço, os óleos 
minerais, também têm grandes defeitos, como a fácil oxidação e a perda de viscosidade a altas 
temperaturas, combustão ou explosão na presença de agentes oxidantes e solidificação a 
baixas temperaturas. 
Estas características dos óleos minerais são proibitivas para algumas aplicações, tais 
como em turbinas de gás onde è requerido um lubrificante de alta temperatura mas onde 
ocasionalmente podem ocorrer temperaturas muito baixas. 
Noutras aplicações como bombas de vácuo ou motores de reacção (propulsão a jacto), 
è necessário um lubrificante pouco volátil, nas industrias alimentares e farmacêuticas são 
necessários lubrificantes não tóxicos, etc. 
 
8.1 A necessidade de lubrificantes com melhores performances 
 
Nos últimos anos tem-se sentido uma forte procura de lubrificantes de alta 
performance, especialmente na industria da aeronáutica com os mais modernos motores de 
reacção. Isto fez desenvolver os lubrificantes sintéticos que podem manter-se a elevadas 
temperaturas sem se decomporem, e ao mesmo tempo terem um baixo risco de combustão. 
A tendência actual das maquinas para operar a elevadas temperaturas veio criar um 
interesse acrescentado neste tipo de lubrificantes. 
Os óleos sintéticos de maior utilização são essencialmente de 3 tipos : 
- Lubrificantes de hidrocarbonetos sintéticos 
- Silicones 
- Hidrocarbonetos halogenados. 
 
Todos os óleos sintéticos disponíveis no mercado têm uma destas categorias 
genéricas. 
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Estes três grupos de Lubrificantes Sintéticos têm características diversificadas, que 
justificam esta divisão. Assim teremos : 
• Hidrocarbonetos sintéticos que produzem um lubrificante de preço próximo do óleo mineral 
mas de performances superiores. 
• Silicones que são resistentes a temperaturas extremas e vácuo mas que não proporcionam 
uma boa absorção ou uma lubrificação de extrema pressão, sendo caros. 
• Hidrocarbonetos halogenados que têm boas características de lubrificação com 
mecanismos de absorção e lubrificação de pressão extrema, resistindo ainda a 
temperaturas extremas e ataques químicos, mas que também são caros. 
 
8.2 A aplicação de óleos sintéticos em engrenagens 
 
O emprego de óleos sintéticos para engrenagens, produzidos a partir de poliolefinas, 
permitiu consideráveis poupanças de energia, assim como um grande incremento da vida útil 
dos lubrificantes, em muitas unidades fabris bem como em sistemas críticos. 
As poliolefinas são os lubrificantes sintéticos de aplicação genérica. A sua formula geral 
[ - CH2 - ]n e consiste numa cadeia recta de carbono, com um carbono não saturado num dos 
extremos da cadeia. 
Hoje dispõe-se de uma enorme gama de lubrificantes sintéticos para aplicações 
industriais, estando em aplicação nas engrenagens há mais de 10 anos. Como aconteceu com 
outros lubrificantes sintéticos, o impulso para o seu desenvolvimento teve origem na 
complexidade crescente das aplicações. 
Nos últimos 15 anos os valores nominais das potências em cv das engrenagens 
industriais quase que duplicaram. Este incremento das potências originou temperaturas de 
serviço mais elevadas, com repercussão no tempo de vida dos lubrificantes das engrenagens 
industriais convencionais baseados em óleos minerais. 
Começou por se verificar o desenvolvimento dos lubrificantes sintéticos para satisfazer 
a procura de temperaturas de serviço mais elevadas, bem como outras propriedades funcionais 
consideradas necessárias em aplicações particulares. 
Com a utilização de óleos sintéticos, para além de um tempo de vida superior, 
conseguiu-se ainda um maior rendimento a baixas temperaturas e maior rendimento energético 
e mecânico das engrenagens. 
Vamos seguidamente abordar as propriedades e vantagens da aplicação dos óleos 
sintéticos em engrenagens, tendo como base os hidrocarbonetos sinterizados, (SHF), por 
contraposição aos óleos de engrenagens convencionais de base mineral. 
 
8.3 Propriedades dos óleos sintéticos para engrenagens 
 
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Como vimos anteriormente há vários tipos de produtos químicos que se utilizam como 
lubrificantes sintéticos entre os quais estão os hidrocarbonetos sintéticos, os silicones e os 
hidrocarbonetos halogenados. 
Um fluido sintético poderá oferecer vantagens especificas em aplicações concretas, 
mas um só fluido não será certamente superior em todas as suas características. A eleição de 
um fluido sintético como base deverá ser feita em função da sua aplicação particular. 
No caso das engrenagens industriais foi considerado que a melhor opção para o fluido 
base seriam os SHF (Sintetic Hidrocarbon Fluid), Fluidos de Hidrocarbonetos Sintéticos. 
Comecemos por analisar na Tabela 8.1 a comparação entre uma bases de 
hidrocarbonetos sintéticos e uma base de óleo mineral tradicional de viscosidades idênticas. 
 
TABELA 8.1 
 
 
Propriedades