دانش روغنکاری

دانش روغنکاری

معرفی تکنیک های روغنرسانی و انالیز روانکار های صنعتی
دانش روغنکاری

دانش روغنکاری

معرفی تکنیک های روغنرسانی و انالیز روانکار های صنعتی

اثر دما بر ویسکوزیته روغن

با درود و پاسداشت (احترام) به تمامی خوانندگان و مخاطبین محترم این وبلاگ مهندسی، موضوعی که در این مقاله قصد پرداختن بدان را داریم قبلا در متن پستی با عنوان «داغ شدن برینگ ها» مورد اشاره قرار گرفته بود و آن چیزی نیست جز بررسی اثرات دما بر ویسکوزیته یک روغن. نگارش این مقاله و جمع آوری منابع آن حدود 6 سال طول کشیده است و در سه نسخه تدوین شده است: نسخه وبلاگ، نسخه نشریه داخلی، و نسخه نشریات خارجی.

نسخه نشریه داخلی این مقاله در نشریه «نگهداری و تعمیرات در صنایع نفت، گاز، و پتروشیمی»، شماره های 24، 25، و 26 به چاپ رسیده است.


تصویر فوق مربوط به بخش دوم این مقاله است.


قبل از مطالعه این مقاله، خوانندگان و مخاطبین محترم وبلاگ در جریان باشند که نسخه پیش رو، نسخه وبلاگ است و در آن تمامی معادلات و روابط ریاضی و برخی اطلاعات مرتبط با نحوه ارتباط بین متغیرهای فیزیکی حذف و متن مقاله خلاصه شده است. از مخاطبینی که علاقمند به مطالعه متن کامل این مقاله هستند، دعوت می شود با نشریه «نگهداری و تعمیرات در صنایع نفت، گاز، و پتروشیمی» به آدرس وبسایت http://www.netsanews.ir تماس حاصل فرمایند.

 

1. مقدمه

به عقیده قاطبه مهندسین شاغل یا دست اندرکار در حوزه روانکاری، ویسکوزیته روغن مهمترین عاملی است که خواص عملکردی یک سیستم روغن را می توان با آن به نمایش درآورد یا راجع بدان صحبت کرد. اما، چرا ویسکوزیته اینقدر مهم است؟ قبلا در همین وبلاگ گفته ایم که وظیفه فیلم روغن ایجاد فاصله ایمن بین دو سطح فلزی درگیر تبادل تنش است. این فاصله ایمن چیزی است که با ضخامت فیلم روغن شناخته می شود و مقدار این ضخامت با ویسکوزیته روغن رابطه مستقیم دارد.

 

شکل 1: شماتیکی از فیلم روغن بین دو سطح فلزی در حال حرکت [1]

 

حال، وقتی که ویسکوزیته فیلم روغن کمتر یا بیشتر از مقدار لازم باشد، شرایطی برای تجهیز رخ می دهد که اصطلاحا با عناوینی چون روغنرسانی ناکافی (insufficient lubrication) یا کمبود روغن (oil starvation) در منابع مختلف شناخته می شود. اما، فارغ از تعدد اسامی، نتیجه این پدیده یکی است: افزایش اصطکاک، سایش، و حرارت. شکل های 2 و 3 را ببینید.

 

شکل 2: نمونه ای از ایراد صدمه به رینگ داخلی یک رولربرینگ کروی ناشی از روغنرسانی ناکافی [1]

 

شکل 3: نمونه ای از ایراد صدمه به رولر های یک برینگ در اثر کمبود روغن [1]

 

اما، خبر خوب اینست که می توان از صدماتی که در شکل های 2 و 3 نشان داده شده است با تشخیص زودهنگام اشکال در ویسکوزیته فیلم روغن و بکارگیری اقدام اصلاحی مناسب پیشگیری کرد.

ویسکوزیته یکی از آزمون های اصلی و اجباری در آنالیز روغن تجهیزات در حال کار محسوب شده و هرگونه تغییر قابل توجه در مقدار آن باید مورد توجه کارشناس آنالیز روغن قرار گرفته و تدابیر لازم برای جبران آن اتخاذ شود. این اهمیت از آنجا نشات می گیرد که هرگونه تغییر قابل توجه (کاهش یا افزایش) در ویسکوزیته یک سیستم روغن می توان نشانه ای دال بر فساد روغن، آلودگی روغن به آلاینده های محیطی مانند گرد و غبار، سوخت، هوا، یا آب باشد [1]. از سوی دیگر، موتور هایی که باندازه کافی گرم نشده و روغن جاری در مدار روغنرسانی آنها با ویسکوزیته ای بالاتر از مقدار لازم جریان پیدا کند، اصطکاک و سروصدای بیشتری حین کار را تجربه می کنند. در همین راستا، افزایش بیش از حد حرارت و در نتیجه آن، نازک شدن فیلم روغن در برینگ ها می تواند موجب نشت روغن بیش از مقداری شود که پمپ روغن قادر به تغذیه مدار است [37]. پدیده ای که با عنوان روغنریزی در موتورهای درونسوز معروف است، بویژه در دورهای کاری و دماهای عملکردی بالا.

اما، ویسکوزیته چیست؟ این سوالی است که در بخش بعدی این مقاله بدان پاسخ خواهیم داد.

 

2. ویسکوزیته چیست؟

بنا به تعریف، ویسکوزیته روغن عبارتست از میزان مقاومت داخلی لایه های تشکیل دهنده فیلم آن روغن در برابر نیروی لازم برای جریان یافتن یا اعمال تنش برشی در یک دمای خاص [1,2,3,7,8,13]. البته، علاوه بر دما، ویسکوزیته تابعی از فشار نیز هست. اما، از آنجا که عبارت فشار در انواع روغن تاثیر اندک و قابل صرفنظر روی ویسکوزیته دارد، در این مقاله ویسکوزیته روغن ها اصولا تابعی از درجه حرارت در نظر گرفته می شود و تنها اشاره ای کوتاه به ارتباط ویسکوزیته روغن به فشار آن خواهد شد [3,8]. تعبیر دیگری که در این زمینه وجود دارد، ویسکوزیته را بصورت نیروی پسا (Drag Force) در برابر نیرو یا انرژی اعمال شده به توده روغن از خارج دانسته و بر همین اساس، ویسکوزیته را بخشی از خواص اصطکاکی یک روغن فرض می کند [3]. بطورکلی، دو راه برای اندازه گیری ویسکوزیته و بیان آن در ادبیات مهندسی وجود دارد: ویسکوزیته دینامیک (یا ویسکوزیته مطلق) و ویسکوزیته سینماتیک [1,2,3,7].

 

2.1 ویسکوزیته دینامیک (مطلق)

اگر در مقیاس ملکولی، فیلم روغن را بصورت لایه هایی موازی و برهم نشانده فرض کنیم، با اعمال تنش برشی به این حجم لایه لایه، هر از این لایه ها به نوبه خود نسبت به تنش برشی وارده واکنش نشان داده و در جهت اعمال تنش، حرکت کرده و جابجا می شوند (شکل 4 را ببینید). در این میان، لایه های فوقانی نسبت به همتایان زیرین خود حرکت سریعتری دارند که این سرعت بیشتر در واکنش به اعمال تنش از مقاومت ملکول های واقع در فصل مشترک بین لایه های زیرین در اثر جاذبه بین ملکولی نشات می گیرد. این نیروهای بین ملکولی که بصورت نیروی پسا در برابر اعمال تنش برشی یا مقاومت لایه های درونی فیلم روغن به جابجایی در اثر اعمال نیرو نمود پیدا می کنند را ویسکوزیته دینامیک یا مطلق می نامند. زمانیکه در میزان جابجایی لایه های مختلف در یک زمان واحد اختلاف وجود داشته باشد، بنابراین، می توان نتیجه گرفت که سرعت حرکت بین لایه های گوناگون نیز (بعنوان یک سرعت خطی) متفاوت است. این سرعت خطی را نرخ برش یا Shear Rate می نامند که با حرف S نشان داده شده و در واحد متر بر ثانیه (بعنوان یک واحد معمول برای بیان سرعت خطی اجسام) یا m/s بیان می گردد. از آنجا که گرادیان این سرعت متناسب با بزرگی تنش برشی (τ) وارده به لایه های تشکیل دهنده فیلم روغن است، بنابراین نسبت مستقیم بین این دو مقیاس که با η بیان می شود را ویسکوزیته دینامیک یا مطلق می نامیم که با واحد اندازه گیری پاسکال-ثانیه یا پواز (Pa.s or Poise) بیان می شود. دیمانسیون این واحد اندازه گیری و نحوه ارتباط ریاضی بین سرعت خطی لایه های روغن و تنش برشی وارده بر آنها در شکل 5 نشان داده شده است[8]:

 

شکل 4: شماتیکی از تعریف ویسکوزیته دینامیک یا مطلق [8]

 

شکل 5: تعریف ریاضی و دیمانسیون ویسکوزیته دینامیک یا مطلق یک روغن [8]

 

ویسکوزیته دینامیک یا مطلق با تکیه بر اندازه گیری مقاومت توده روغن به جریان یافتن در اثر اعمال نیرویی خارجی و تحت کنترل (مانند فشار اعمال شده از طرف یک پمپ، جریانی از هوای تحت فشار، یا...) یا نیروی ناشی از حرکت یک جسم جامد به درون توده روغن (مانند یک پیستون متصل به یک محور صلب) بمنظور راندن توده روغن به درون یک لوله مویین (تعریف شده در استاندارد ASTM D4624) سنجیده می شود. ورود جریان روغن به درون لوله مویین تولید اختلاف فشار (ΔP) می نماید که رابطه آن با میزان نیروی خارجی اعمال شده F از طریق معادله پوازُی (Poiseuille’s equation) تعبیر می شود (شکل 6) [2,3]. بدین ترتیب، ویسکوزیته دینامیک یا مطلق یک روغن به نوع آن روغن ارتباطی ندارد. بلکه، به رژیم جریان آن روغن و دمای جریان روغن وابسته است.

 

شکل 6: شماتیکی از لوله مویین ویسکومتری دینامیک (معادله پوازُی) [3]

 

حال به معرفی دستگاه اندازه گیری این مشخصه مکانیکی روغن می پردازیم.

یکی از رایجترین روش های اندازه گیری ویسکوزیته دینامیک، روش ویسکومتری دوار (Rotary Viscometer) معروف به روش بروکفیلد (Brookfield Viscometer) است که در استاندارد ASTM D2893 تعریف شده است. شکل 7 را ببینید [1,2].

 

شکل 7: شماتیکی از ویسکومتر دوار (بروکفیلد) تعریف شده در استاندارد ASTM D2893 [1,2]

 

ویسکومتر بروکفیلد یکی از رایجترین ادوات اندازه گیری ویسکوزیته دینامیک انواع روغن و گریس ها محسوب می شود. روال اندازه گیری ویسکوزیته دینامیک روغن در استاندارد های ASTM D2893، ASTM D6080، و... تعریف شده است. هرچند ویسکوزیته دینامیک بیشتر در حوزه روغن های نو کاربرد دارد، اما اخیرا شاهد کاربرد فزاینده آن در ویسکومتر های پرتابل (on-Site) هستیم که اغلب توسط Cambridge، Kittiwake، CSI، Spectro، و Entek به بازار عرضه می شوند [2].

 

2.2 ویسکوزیته سینماتیک

ویسکوزیته سینماتیک نسبت به همتای دینامیک خود کمی جدیدتر و البته در همان جایگاه اهمیت قرار دارد. این مشخصه، برای اولین بار در 1840 و توسط پوازُی (Poiseuille)، استاد فیزیک در آکادمی پزشکی پاریس، با توسل به ویسکومتری متشکل از لوله های مویین شیشه ای با قطری بین 0.013 تا 0.65 میلیمتر و طول حداکثر یک متر و در جریان تحقیقی درباره خواص جریانی آب بمنظور درک بهتر نحوه حرکت خون در رگ های انسان مطالعه شد [5,11].

هرچند استخراج معادله پوازُی آغازی بود بر مطالعه خواص سیال عبوری از مجراهای مویین بود، اما، ایده استفاده از آب بجای خون بمنظور مطالعه نحوه رفتار آن در عبور از عروق انسانی، یک ایراد کوچک داشت: خون یک سیال غیرنیوتنی است که ویسکوزیته دینامیک (مطلق) آن با نرخ برش تغییر کرده و بهمین دلیل از این معادله تبعیت نمی کند. عبارت ویسکوزیته سینماتیک برای اولین بار بصورت کاملا مختصر و موجز در ادبیات مهندسی وارد شد. بعنوان نمونه، Barr در سال 1931 نوشته است: «مقیاس ویسکوزیته تقسیم بر دانسیته (η/ρ) یکی از شاخص های مهم سیال در هیدرولیک و ایرودینامیک بوده و عنوان "ویسکوزیته سینماتیک" بدان داده شده است که با حرف یونانی نو (ν) نشان داده می شود. توصیه بر آنست که این مقیاس که از ویسکوزیته دینامیک بدست می آید، بیشتر از آن مورد توجه قرار گیرد.» [5]

ویسکوزیته سینماتیک یک روغن عبارتست از مقاومت توده ای از آن روغن در برابر جریان یافتن و عبور از اوریفیس تعبیه شده در یک لوله مویین تحت اثر نیروی گرانش طی یک بازه زمانی مشخص [1,2]. به عبارت دیگر، ویسکوزیته سینماتیک برابر است با زمانی که طول می کشد تا مقدار مشخصی از جریان روغن (دبی جرمی) فاصله مشخصی را بدون دخاالت هرگونه نیروی خارجی و فقط با اتکا به نیروی گرانش (که وابسته به دانسیته آن روغن است) بپیماید [7]. بنابراین، ویسکوزیته سینماتیک، علاوه بر رژیم جریان روغن و دمای آن، به نوع روغن (در واقع، دانسیته آن، بعنوان یک مشخصه فیزیکی) وابسته است و برخلاف ویسکوزیته دینامیک یک مشخصه مکانیکی تمام عیار محسوب نمی شود.

ویسکوزیته سینماتیک روغن از طریق تقسیم ویسکوزیته دینامیک بر دانسیته آن روغن بدست آمده و واحد اندازه گیری آن میلیمتر مربع بر ثانیه (mm2/s) یا سانتی استوک (cSt) است [1,5,7,8,9,10]. ویسکوزیته سینماتیک روغن با حرف یونانی نو (ν) نشان داده شده و فرمول محاسبه و دیمانسیون آن در شکل 8 به نمایش درآمده است [8].

 

شکل 8: تعریف ریاضی و دیمانسیون ویسکوزیته سینماتیک یک روغن [8]

 

هرچند، محاسبه میزان ویسکوزیته سینماتیک صرفا از طریق اندازه گیری ویسکوزیته دینامیک و دانسیته روغن و سپس تقسیم این دو مقدار بر یکدیگر قابل انجام است، اما، ترجیح بر اینست که میزان ویسکوزیته سینماتیک روغن ها و سایر محصولات نفتی مستقیما و با توسل به ویسکومتر های متشکل از لوله های مویین شیشه ای انجام شود [5]. اوریفیسی که در لوله مویین ویسکومتر های سینماتیک تعبیه می شود وظیفه یکنواخت سازی مقاومت روغن به جریان یافتن را برعهده دارد. در عین حال، برای اندازه گیری ویسکوزیته سینماتیک روغن های گوناگون، لوله های مویین با اندازه های متفاوت وجود دارند. بدین منظور، برای استحصال ویسکوزیته سینماتیک یک روغن از لوله های مویین متفاوت، یک شاخص کالیبراسیون ساده برای هر یک از لوله های مویین بمنظور تبدیل زمان لازم برای جریان یافتن نمونه روغن از میان لوله مویین به ویسکوزیته سینماتیک آن تعریف شده است [2].

ویسکومتر های متعددی بر این اساس طراحی و ساخته شده اند [3] که نمونه هایی از آنها را می توان در شکل 9 مشاهده کرد [6].

 

شکل 9: انواعی از رایجترین لوله های مویین شیشه ای برای ویسکومترهای سینماتیک:

(1) Ostwald، (2) Ubbelohde، (3) Cannon-Fenske، و (4) Houillon [6]

 

دستگاه اندازه گیری ساخته شده براساس یک عدد K مشخص کالیبره می شود که خود براساس روغنی با دانسیته و ویسکوزیته دینامیک مشخص تعیین می شود. با معلوم شدن مقدار K، ویسکوزیته سینماتیک روغن تحت آزمون را می توان با اندازه گیری زمان لازم برای جریان یافتن حجم مشخصی از آن روغن بین دو علامت مشخصه روی دستگاه اندازه گیری محاسبه و گزارش کرد [3]. با نگاهی مجدد به معادله (13)، مشخص می شود که سمت راست معادله به مشخصات دستگاه و زمان اندازه گیری شده برای پر شدن ظرف بستگی دارد. در نتیجه برای یک دستگاه سیبولت یونیورسال استاندارد (شکل 10 را ببینید) با ابعاد مشخص، ویسکوزیته سینماتیک تابعی از زمان خواهد بود و همانطور که ذکر شد، مدت زمان لازم برای پر شدن ظرف 60 میلی لیتری، به نوعی معیار میزان ویسکوزیته روغن است. این معیار SUS (Saybolt Universal Seconds) نامیده می شود و SUS بزرگتر، معرف روغن با ویسکوزیته بیشتر است [4].

 

شکل 10: شماتیکی از دستگاه سیبولت یونیورسال (SU) [4,5]

 

استفاده از دستگاه سیبولت یونیورسال، در ایلات متحده آمریکا رایج است. بطور مشابه، در انگلستان از دستگاهی بنام ردوود (Redwood) استفاده می گردد که میزان روغن منتقل شده در آن 50 میلی لیتر است. همچنین در آلمان استفاده از دستگاهی بنام انگلر (Engler) رایج است که میزان روغن منتقل شده در آن 200 میلی لیتر است.

جزییات روش اندازه گیری ویسکوزیته سینماتیک در استاندارد ASTM D445 تعریف شده است. نمونه ای از ویسکومتر سینماتیک نیز در شکل های 11 و 12 نشان داده شده است [1,2].

 

شکل 11: ویسکومتر سینماتیک با استفاده از لوله مویین U-شکل [1,2]

 

شکل 12: نمونه ای از ویسکومتر اتوماتیک [1]

 

توجه به این نکته مهم است که اغلب آزمایشگاه ها ویسکوزیته نمونه روغن را براساس ویسکوزیته سینماتیک گزارش می دهند. ولی، تمامی ویسکومتر های پرتابل ویسکوزیته نمونه روغن را با معیار ویسکوزیته دینامیک گزارش می کنند. با این وجود، همانگونه که در شکل 8 نیز نشان داده شد، این دو معیار سنجش ویسکوزیته روغن به راحتی قابل تبدیل به یکدیگرند. از سوی دیگر، مفهوم «گرید روغن» که در تمامی کاتالوگ ها، برچسب ها، تست ریپورت ها، و سایر مدارک معرفی یک محصول لوبریکانت درج می شود، براساس ویسکوزیته سینماتیک روغن بیان می شود. این «گرید» در دمای 40 درجه سلسیوس اندازه گیری شده و گزارش می شود. البته، برای برخی از روغن ها که قرار است در شرایط دمایی گرم نیز کار کنند (مانند انواع روغن های موتوری، گیربکسی، کمپرسوری، توربینی، و...) ویسکوزیته سینماتیک، علاوه بر دمای فوق، در دمای 100 درجه سلسیوس نیز اندازه گیری و گزارش می شود. بر این اساس، طبقه بندی های متعددی برای انواع روغن توسط سازمان های مختلف، اعم از SAE، ISO، AGMA، و... ارائه شده است که تاحدودی قابل تبدیل به یکدیگرند. نمودار شکل 13 را ببینید [1].

 

شکل 13: نمودار تبدیل سیستم های مختلف گرید بندی روغن [1]

 

3. اثر دما بر ویسکوزیته روغن

بعنوان پیش درآمدی بر این بخش، افزایش دما روی ویسکوزیته روغن اثر معکوس دارد. بدین معنی که با بالا رفتن دما، ویسکوزیته جریان روغن کاهش می یابد [1,8,9]. اما، سوال اینجاست که این دما، دقیقا کدام دما است؟ پاسخ به این سوال در مورد کلاس های عملکردی مختلف روغن متفاوت است. بعنوان مثال، برای روغن های هیدرولیک، دمای محیط اطراف روی دمای جریان روغن تاثیر گذار است. اما، در مورد روغن های موتوری، دمای هوایی که برای احتراق به موتور وارد می شود، تاثیر ثابت شده ای روی دمای روغن جاری در مدار روغنرسانی آن موتور درونسوز ندارد [37].

عموما، هرچه ویسکوزیته روغن بالاتر باشد، حساسیت آن نسبت به افزایش دما بیشتر خواهد بود [17,18]. این کاهش آنقدر شدید است که می توان گفت با افزایش دمای عملکردی روغن به اندازه 25 درجه سلسیوس، شاهد کاهش 80 درصدی ویسکوزیته روغن هستیم [9]. شکل 14 را ببینید.

 

شکل 14: نحوه کاهش ویسکوزیته سینماتیک چند نوع روغن در اثر افزایش حرارت [38]

 

اما، مکانیزم کاهش ویسکوزیته در برابر دما چگونه است؟

از دیدگاه ملکولی، جریان روغن از توده عظیم و بیشماری از ملکول ها تشکیل شده است که بصورت نامنظم در حال حرکتند. در این سیستم نامنظم و البته روان، ویسکوزیته روغن نتیجه عملکرد همزمان نیروهای گرانشی و مومنتوم همین توده عظیم از ملکول ها است. از مکانیک سیالات می دانیم که نیروهای گرانشی بین ملکول ها وابستگی زیادی به فاصله بین ملکول ها دارد. حال آنکه مومنتوم، اساسا، وابسته به سرعت حرکت ملکول ها است. با افزایش دما، جنب و جوش ملکول ها افزایش یافته و بدین ترتیب، با دور شدن ملکول ها از یکدیگر (و در نتیجه کاهش جاذبه بین ملکولی)، ویسکوزیته جریان روغن کاهش یافته، ولی مومنتوم جریان روغن در اثر سرعت گرفتن ملکول های تشکیل دهنده آن بالا خواهد رفت [17].

این رفتار حرارتی، از آن جهت مهم است که ویسکوزیته روغن در هر دمایی باید معلوم باشد تا بدین ترتیب بتوان برای تعیین ضخامت فیلم روانکار (بعنوان مانعی برای تماس مستقیم بین سطوح درگیر تبادل تنش) به تخمین قابل قبولی دست یافت. ویسکوزیته روغن در هر نقطه دمایی از دو طریق قابل محاسبه و تعیین است: محاسبه با توسل به معادلات ویسکوزیته-دما، و تعیین از روی چارت ASTM [9].

تاکنون معادلات متعددی برای محاسبه ویسکوزیته دینامیک و سینماتیک پیشنهاد شده است که برخی براساس آزمایش های تجربی و برخی استخراج شده از نظریه هایی می باشند که منجر به پیشنهاد مدل های ریاضی برای ضابطه مند کردن رفتار فیزیکی روغن در برابر دما می شوند. از جمله این معادلات می توان به معادله پوازُی (Poiseiulle) [19]، رینولدز (Reynolds)، اَندرید (Andrade)[3,5,17,18,19,25,26,27,28,29]، اسلوته (Slotte)، والتر (Walther)[8,9,12]، فوگل (Vogel)، و حسین (Hussain)[12,14] اشاره کرد. در ذیل، به برخی از رایجترین این معادلات اشاره شده است [9,16,17,18,25,26]:

 

الف) معادله پوازُی (Poiseuille): یکی از اولین معادلاتی بود که بمنظور توجیه وابستگی ویسکوزیته دینامیک به دما در سال 1842 مطرح شد. در معادله پوازُی که برای جریان آب درون لوله های مویین و در نقاط دمایی 5، 25، و 45 درجه سلسیوس بدست آمده است

نحوه نمو این معادله در شکل 15 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس نشان داده شده است:

 

شکل 15: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادله پوازُی)

 

در مقام نتیجه گیری، هرچند معادله پوازُی را می توان یکی از اولین تلاش های بشر برای توجیه رفتار مایعات در برابر حرارت دانست، اما، پژوهش های بعدی که توسط اسلوته در سال های 1881 و 1883 انجام شد، بیانگر آن بود که این معادله چند جمله ای درجه دوم حتی برای آب در بازه 10 تا 40 درجه سلسیوس نیز مناسب نیست [22,23].

 

ب) معادله رینولدز (Reynolds): این معادله در سال 1886 و توسط آزبورن رینولدز (Osborne Reynolds) با مطالعه رفتار رئولوژیک روغن زیتون در بازه حرارتی 16~49°C پیشنهاد شد [11,25]. به جرات می توان گفت، تا قبل از اینکه رینولدز تحلیل خود از روغنرسانی به برینگ ها را ارائه کند و ارتباط بین هندسه برینگ، بار وارده، و الگوی حرکتی برینگ با ویسکوزیته روغن را بیان نماید، اهمیت ویسکوزیته روغن بدرستی درک نشده بود [11]. معادله رینولدز براساس مدل نمایی (Exponential Model)  از سیال ترموویسکوز نوشته شده است[10,15,25].

نحوه نمو این معادله در شکل 16 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادل 263.15~373.15 درجه کلوین) نشان داده شده است:

 

شکل 16: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادله رینولدز)

 

براساس مطالعات تجربی صورت گرفته، معادله رینولدز برای محدوده بسیار باریکی از نقاط دمایی دقیق بود و در خارج از این محدوده دقت خود را از دست می داد [11,24]. در عین حال، این معادله برای بارگذاری های سنگین در نقاط تماس الاستوهیدرودینامیک (EHL)، برای ضخامت های فیلم روغن بسیار نازک در حالت روغنرسانی ترکیبی (Mixed Lubrication)، و برای تنش های برشی بالا که رفتار فیلم روغن شبیه یک تکه پلاستیک خشک می شود، کارآیی لازم را ندارد [11]. اما، بطورکلی، می توان معادله رینولدز را در محدوده دمایی معمول برای روغن ها قابل قبول دانست [15]. در مقام نتیجه گیری، هرچند می توان معادله رینولدز را از معادله پوازُی دقیقتر دانست، اما در خصوص روغن ها، نمی توان معادله رینولدز را تعبیر دقیقی از رفتار ویسکوزیته دینامیک این دسته از سیالات در برابر افزایش دما دانست. با اینحال، می توان از این معادله بدلیل سادگی اش در محاسبات در بازه دمایی 20~80°C بهره برد، اما نمی توان به دقت آن اکتفا کرد [17,18].

 

ج) معادله اَندرید (Andrade): این معادله که در سال 1930 توسط Edward Neville da Costa Andrade، فیزیکدان و شاعر انگلیسی با ارائه مقاله ای در نشریه نیچر (Nature) پیشنهاد شد [30].

در برخی منابع، نام این معادله بصورت Andrade-Guzman یا Guzman-Andrade ذکر شده است  [3,19,28,29]. اما منابع دیگری هستند که از این معادله با عنوان Andrade-Eyring یاد کرده اند [17,18]. در این میان، منابع دیگری نیز هستند که برای اشاره به این معادله تنها به ذکر نام Andrade اکتفا کرده اند [5,25,26,27]. از سوی دیگر، در دو منبع اظهار شده است که معادله Guzman-Andrade از نظر تئوریک توسط Eyring استخراج شده است [28,29]. بنابراین، در مقام نتیجه گیری، در این مقاله از این معادله با عنوان Andrade یاد خواهد شد.

معادله اَندرید به دو صورت نمایی (Exponential) و لگاریتمیک (Logarithmic) نوشته می شود.

نحوه نمو این معادله در شکل 17 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادل 263.15~373.15 درجه کلوین) نشان داده شده است:

 



شکل 17: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادله اَندرید)

 

معادله اَندرید را می توان تلاشی برای بهبود دقت، در عین حفظ سادگی، نسبت به معادلات پوازُی، رینولدز، فوگِل، و حتی اسلوته دانست. برخی مایعات نیز از خود تطابق خوبی با این معادله نشان دادند [5]. هرچند برخی منابع، معادله اَندرید را در بازه دمایی داغ (High-Temperature Range) دقیق و معتبر می دانند [18,30]، اما در مقابل، منابع متعددی نیز هستند که دقت این معادله بویژه در زمینه روغن های صنعتی را زیر سوال می برند [19,25]. از این رو، Souders در مقاله خود سعی کرد با برخی بهینه سازی های جبری، دقت نتایج حاصل از صورت لگاریتمیک معادله اَندرید را بهبود بخشد و برای اینکار، ویسکوزیته دینامیک را با ویسکوزیته سینماتیک جایگزین کرد.

معادله سودرز (Souders) روی 47 مایع ارگانیک امتحان شد و در تمامی موارد، خطایی کمتر از 1% را از خود به نمایش گذاشت [27]. حال آنکه در منابعی که بصورت اختصاصی درباره روغن ها نوشته شده اند، دقت این معادله نیز قابل قبول نیست [19,26].

بنابراین، هرچند نمی توان معادله اَندرید یا شکل بهبود یافته آن، سودرز، را معادلاتی دقیق و با نتایج قابل قبول برای روغن ها دانست، اما می توان به این حقیقت اذعان کرد که مطالعه این معادله بمنظور درک مطالعات بعدی که بمنظور ارائه فرمولی با هدف تعبیر رفتار رئولوژیک روغن در برابر افزایش دما انجام شد، اکیدا لازم است.

 

ج) معادله فوگِل (Vogel): به جرات می توان گفت که این معادله یکی از معادلاتی است که بیشترین رفرنس دهی اشتباه در مورد آن در تاریخ ادبیات مهندسی روی داده است [25]. صورت اولیه این معادله در سال 1921 توسط H. Vogel، فیزیکدان آلمانی، پیشنهاد شد.

معادله فوگِل در بازه دمایی متوسط (Moderate Temperature) عملکرد خوبی دارد. اما، ماهیت غیرخطی و وابستگی آن به سه عدد ثابت منحصر به هر سیال، تعمیم آن به سایر سیالات غیر از آنچه که فوگِل در مقاله خود مطالعه کرده است را با مشکل مواجه می کند [25]. این معادله به دو صورت نمایی و لگاریتمیک نیز در ادبیات مهندسی ارائه شده است.

اما، حقیقت ماجرا اینجاست که تمامی صورت های نمایی و لگاریتمیک ارائه شده در ادبیات مهندسی صرفا معادلاتی بازنویسی شده براساس معادله فوگِل هستند و از نظر ریاضی معادل آن محسوب نمی شوند! در واقع، این Fulcher بود که در 1925 برای اولین بار از صورت لگاریتمیک معادله فوگِل بمنظور تاویل رفتار ویسکوزیته شیشه مذاب در برابر اعمال حرارت بهره جست. این معادله، بعدها، به معادله Fulcher و پس از آن به معادله Vogel-Fulcher-Tammann (یا به اختصار VFT) تغییر نام داد. اما این بازنویسی و تغییرنام هیچگاه باعث رفع مشکل عدم انعطاف پذیری در تعمیم دهی به سایر سیالات بدلیل وجود سه عدد ثابت منحصر به نوع سیال در ساختار این معادله نشد. صورت نمایی معادله فوگِل نیز توسط Barr در 1937 برای اولین بار طی مقاله ای با عنوان «تعیین ویسکوزیته روغن ها در دماهای بالا» ارائه شد که در صفحه 217 نشریه Proceedings of the General Discussion on Lubrication and Lubricants، جلد دوم، اکتبر 1937، به چاپ رسید. در حقیقت، Barr در مقاله خود سعی بر آن داشته که در محدوده دماهای بالا (High Temperature) معادله فوگِل را بهبود بخشد. این اقدام Barr از آنجا ناشی می شد که در مطالعاتی که حدود یکسال قبل (1936) در آلمان روی انواع نفت خام با استفاده از معادلات فوگِل، اَندرید، و والتر انجام شده بود، معادله فوگِل در محدوده دمایی بالاتر از 20°C با دقت ±1% از دو معادله دیگر دقیقتر ارزیابی شده بود. اما، مشاهدات تجربی حاکی از آن بود که معادله فوگِل در محدوده دمایی زیر 20°C دقت خود را از دست می داد. بنابراین، Barr در مقاله خود که حدود یکسال بعد (1937) منتشر شد، سعی بر آن داشته که با اصلاحاتی در دو معادله والتر و فوگِل دقت این دو معادله را برای محدوده دمایی بالا مناسب سازی کند [25].

بنابراین، هیچیک از صورت های نمایی یا لگاریتمیکی که در منابع مختلف مورد استناد قرار گرفته و نتایج محاسبات ریاضی و آزمون های تجربی حاصل از مطالعه چنین استناداتی قطعا نمی تواند با عنوان «فوگِل» معتبر باشد. از این رو، در این مقاله، دو صورت نمایی بعنوان «معادله Barr» (و نه فوگِل) انتخاب شده و درباره آن بحث می شود.

در این خصوص، اما، ابتدا باید به این سوال پاسخ داده شود که کدام معادله درست است؟ در این خصوص، بهترین راه حل آنست که پس از تعیین ضرایب، دو معادله را رسم و با یکدیگر مقایسه کنیم.

نحوه نمو دو معادله، به ترتیب، در شکل های 18 و 19 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس نشان داده شده است:

 

شکل 18: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادله Barr)

 

شکل 19: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادله Barr)

 

همانطور که از مقایسه دو نمودار 18 و 19 برمی آید، معادله 21 نمایش دقیقتر و معقولانه تری را از کاهش ویسکوزیته دینامیک روغن هیدرولیک HM46 در برابر افزایش دما از خود نشان می دهد. از این رو، در این مقاله، معادله 21 بعنوان معادله Barr مطرح و راجع بدان بحث می شود.

از دیدگاه کاربردی، معادله Barr از سه ثابت برای بیان رفتار ویسکوزیته دینامیک روغن در برابر حرارت استفاده می کند و از این رو، نسبت به معادلاتی که از دو ثابت (مانند a و b) برای همین منظور بهره می برند، دقیقتر بوده و می تواند برای اهدافی چون طراحی و مهندسی بکار گرفته شود [3]. برخی منابع، استفاده از این معادله را صرفا برای محاسبه سریع ویسکوزیته دینامیک یک روغن با توسل به کامپیوتر مفید دانسته اند [8]. در همین راستا و در مقام مقایسه کلی، معادله Barr نسبت به معادلات رینولدز، اَندرید، اسلوته، و والتر از دقت بیشتری برخوردار بوده و بنابراین، برای تحلیل های عددی مناسب است [9,17,24].

با نگاهی دقیقتر به عملکرد معادله Barr در می یابیم که این معادله در مورد روغن های موتوری از خود تقریب خوبی از ویسکوزیته دینامیک را نسبت به حرارت، در بازه دمایی کاری و بویژه در مقایسه با معادلات رینولدز و اسلوته، نشان می دهد [14]. اما، باید توجه کرد که دقت این معادله در دماهای پایین نسبتا بهتر است [14,18].

از سوی دیگر، با توسل به معادله Barr، ویسکوزیته دینامیک روغن های موتوری سبک بهتر قابل پیش بینی است تا انواع سنگین همین کلاس از روغن [14]. از این رو، می توان نتیجه گرفت که حداقل در مورد روغن های موتوری، افزایش گرید ویسکوزیته روغن و دما روی دقت معادله Barr تاثیر منفی دارد.

 

 

د) معادله اسلوته (Slotte): این معادله که توسط K.F. Slotte در سال 1881 پیشنهاد داده شد [10,13]، براساس مدل Power Law از سیالات ترموویسکوز نوشته شده است[10,15]. از این معادله برای پیش بینی رفتار ترموویسکوز حدود 70 سیال مختلف استفاده شده است [16].

هرچند معادله اسلوته در عین راحتی محاسبه نسبت به مدل نمایی، از دقت بالاتری نسبت به معادله رینولدز برخوردار بوده و برای تحلیل های عددی مناسبتر عنوان شده است [9,15,18]، اما این معادله نمی تواند جایگزین خوبی برای سایر معادلات پیش بینی رفتار روغن (و سایر سیالات) در برابر حرارت باشد. این ادعا از آنجا نشات می گیرد که برخی از مایعات مانند اتانول از معادله اسلوته تبعیت نمی کنند. ولی رفتار آب در برابر افزایش دما از تطابق خوبی با معادله اسلوته برخوردار است [13]. دقت نتایج حاصل از محاسبه ویسکوزیته دینامیک با استفاده از معادله اسلوته برای روغن ها در مقایسه با نتایج اندازه گیری تجربی ویسکوزیته دینامیک در بازه دمایی 20 تا 120°C، در دمای 40°C کمتر از 6 درصد و در دیگر نقاط دمایی حداکثر 2 درصد خطا نشان می دهد [10]. بنابراین، می توان حداقل در مورد روغن ها به این نتیجه رسید که معادله اسلوته از دقت قابل قبولی برخوردار است [9,13,31]. هرچند، در مقایسه با سایر معادلاتی که بعدا معرفی شدند، دقت دو معادله رینولدز و اسلوته چندان قابل اتکا محسوب نمی شود [14].

نحوه نمو معادله اسلوته در شکل 20 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس نشان داده شده است:

 

شکل 20: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس

 

شاید بزرگترین محدودیتی که معادله اسلوته با آن روبرو باشد، آن است که این معادله برای دماهای کمتر از -10°C مناسب نیست. این محدودیت به وضوح در نمودار شکل 20 مشهود است.

 

 

هـ) معادله والتر (Walther): در سال 1921، کمپانی نفت تگزاس (معروف به Texaco) اقدام به انتشار چارتی با هدف ارتباط دهی بین دو مولفه ویسکوزیته و دما برای انواع روغن نمود که توسط N. MacCoull تدوین شده بود. این چارت رفتار حرارتی برش های مختلف از نفت خام را بصورت خطی به نمایش درآورده بود. شش سال بعد، این چارت مجددا و البته با کمی اصلاحات که شامل اضافه شدن دو محور برای ویسکوزیته برحسب Saybolt Universal و cSt بود، در سال 1927 در نشریه دیگری به چاپ رسید. اما، تابدینجای کار، هیچیک از این دو نشریه راجع به روش استحصال یا معادله ریاضی که براساس آن این چارت تدوین شده بود، توضیحی نمی دادند.

از آن سو، در سال 1928، Walther اقدام به معرفی معادله اولیه خود نمود که براساس اصل لُ شَلتُلیه (Le Chatelier) نوشته شده بود [25]. در واقع، معادله Walther از مدل ریاضی حاصل شده است که به گروه مدل های ریاضی نیمه تجربی مشهورند. اینگونه مدل های نیمه تجربی نسبت به مدل های ریاضی که برپایه تئوری های محاسباتی هستند نتایج بهتری بدست می دهند. چراکه بیشتر مدل های تئوریک صرف خطاهای ضمنی بزرگی به نتایج حاصله تحمیل می کنند. اما، بکارگیری روش های نیمه تجربی در تخمین رفتار حرارتی روغن، بدلیل ساختار این روش ها که ترکیبی از اصول تئوریک و داده های تجربی است، از تحمیل خطاهای ضمنی برحذر هستند [3].

معادله والتر اساس چارت ویسکوزیته-حرارت McCoull را تشکیل می داد که بعدا در سال 1932 و با تلاش کمیته شماره D02.07 موسسه ASTM در قالب استاندارد درآمد [9,32]. اما، بمنظور استخراج این چارت از این معادله، لازم است که از دو سوی معادله لگاریتم گیری شده و d نیز برابر 10 فرض شود [9,17].

نحوه نمو این معادله در شکل 21 و در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس (معادل 263.15~373.15 درجه کلوین) نشان داده شده است:

 

شکل 21: نمودار نمو ویسکوزیته سینماتیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس

 

هرچند براساس نحوه نمو این معادله در نمودار شکل 21، معادله Walther بسیار دقیق عمل می کند. اما، در مقایسه با معادله حسین، معادله Walther از دقت کمتری برخوردار است یا حداقل اینطور ادعا شده است. اما، حداقل در مورد روغن های موتوری نو و بمنظور یافتن ویسکوزیته روغن در دما های مختلف و در زمان های کارکردی (یا به عبارتی: سن روغن)، کار با معادله Walther راحتتر و مناسبتر است. چراکه در معادله Walther، مقادیر b’ و c می توانند وابسته به زمان باشند و تقریبا بصورت خطی با زمان تغییر کنند. بدین ترتیب، پیش بینی ویسکوزیته روغن موتوری در هر دما و هر سنی از روغن با استفاده از معادله 28 ممکن شده و در نتیجه، طراحان و سازندگان سیستم های مختلف موتوری قادر به تخمین گرید ویسکوزیته روغن مصرفی در محصول خود در نقاط زمانی مختلف از عملکرد تجهیز شده و می توانند به مشتری یا کاربر تجهیز توصیه های دقیقتری در خصوص نگهداری از تجهیز خود بنمایند [12]. از سوی دیگر، اما، بهره گیری از معادله والتر در محاسبات مهندسی (علیرغم دقت خوب آن) مستلزم استفاده از ویسکوزیته سینماتیک است که هرچند گاهی اوقات مزیت بشمار می رود، ولی در موقعیت هایی مانند مسایل تحلیلی که دانستن ویسکوزیته دینامیک مرجح است، بهره برداری از آن نیازمند تبدیل ویسکوزیته سینماتیک به دینامیک است که این خود مستلزم معلوم بودن دانسیته روغن در تمامی نقاط بازه دمایی روغن مورد مطالعه است. این بدان معنی است که در مسایل تحلیلی، رابطه دانسیته و حرارت برای روغن مورد نظر باید کاملا معلوم باشد که این همیشه ممکن نیست و مشکلات خاص خودش را به کاربر معادله والتر تحمیل می کند [14].

معادله معروف به صورت لگاریتمیک معادله Walther، در مورد روغن های مینرال دارای بازه دمایی -7~177°C (برابر با  266.15~450.15°K) و در مورد روغن های سینتتیک دارای بازه حرارتی -18~175°C (برابر با 255.15~448.15°K) است. در خارج از این دو بازه دمایی، نتایج حاصل از محاسبه ویسکوزیته با توسل به معادله والتر در مقایسه با نتایج حاصل از اندازه گیری های تجربی و آزمایشگاهی اختلاف های فاحش نشان می دهند. هرچند این فاحش بودن این اختلاف بین نتایج محاسباتی و نتایج تجربی با توجه به تیپ روغن (مینرال یا سینتتیک) متفاوت است، اما در مورد روغن های مینرال، اختلاف بین نتایج محاسباتی با استفاده از معادله والتر با داده های آزمایشگاهی در دماهای بالا اندک است، ولی در مورد روغن های مینرال پارافینیک، این اختلاف در دماهای پایین (سرد) بیشتر خود را نشان داده و خطای محاسبات بالا می رود. بنابراین، بطورکلی می توان در خصوص دقت معادله والتر درپیش بینی رفتار حرارتی روغن های مینرال و سینتتیک (بدون در نظر گرفتن انواع سیلیکونی و پلی گلیکول اتر ها) به این نتیجه رسید که در دماهای پایین، معادله Walther در مورد روغن های مینرال انحراف مثبت و در مورد روغن های سینتتیک انحراف منفی از خود نشان می دهد. این بدان معنی است که این معادله دو لگاریتمه، در بازه دمایی سرد، ویسکوزیته روغن های مینرال را کمتر از آنچه که هست، و ویسکوزیته روغن های سینتتیک را بیشتر از آنچه که باید باشد نشان می دهد [35].

به همین دلیل، در مورد معادله والتر شاهد اصلاحات بیشتر و کاربردی هستیم. در سال 1969، یکی از اساسی ترین اصلاحات روی معادله Walther و چارت McCoull توسط Wright صورت گرفت. این اصلاح شامل گسترش بازه نمایش خطی تغییرات ویسکوزیته تا 0.21cSt و بازه دمایی -73~371°C (معادل 200.15~644.15°K) در نمودار ASTM بود. بمنظور خطی سازی رفتار حرارتی هیدروکربن ها، Wright صورت جدیدی از معادله والتر را با اضافه کردن تابعی از ویسکوزیته سینماتیک با عنوان f(ν) ارائه کرد.

بکارگیری معادله موسوم به معادله Wright، دارای محدودیت های خاص خود است و نمی توان آن را برای تمامی ویسکوزیته ها بکار برد. این محدودیت از این واقعیت ریاضی ناشی می شود که با صفر شدن لگاریتم اول در طرف چپ معادله رایت، لگاریتم دوم بی معنی خواهد شد. این اتفاق در ویسکوزیته 0.21cSt می افتد! بدین ترتیب، هرچند معادله Wright برای پیش بینی رفتار حرارتی انواع هیدروکربن (و بالاخص، روغن ها) بخوبی عمل می کند. اما، در ویسکوزیته های زیر 0.21cSt استفاده از این معادله مناسب نیست [25].

آخرین اصلاحی که در مورد معادله Walther صورت گرفت، توسط Manning در سال 1974 ارائه شد. این اصلاح شامل ساده سازی معادله Wright از طریق جایگزینی تابع نسبتا پیچیده f(ν) با یک ضابطه چند جمله ای (Polynomial) و بسط بازه اندازه گیری ویسکوزیته تا 0.12cSt بود.

هرچند معادله Manning شکل ساده تری از معادله Wright را ارائه می داد، اما، بدلیل ساختار نمایی ایجاد شده در متن آن، عملا برای ویسکوزیته های زیر 0.18cSt رفتار خطی خود را از دست می داد [25].

 

 

و) معادله حسین (Hussain): این معادله در سال 1991 و توسط اختر حسین از هندوستان پیشنهاد شد، یکی از دقیقترین معادلاتی است که تاکنون در حوزه پیش بینی رفتار حرارتی روغن ها ارائه شده است [12]. این معادله دارای دو صورت نمایی (برای محاسبه ویسکوزیته دینامیک) و لگاریتمیک (مناسب برای محاسبه ویسکوزیته سینماتیک) است [12,14].

نحوه نمو معادله حسین (لگاریتمیک) در شکل 22 نشان داده شده است:

 

شکل 22: نمودار نمو ویسکوزیته سینماتیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس

 

نحوه نمو معادله حسین (صورت نمایی) در بازه دمایی -10~100°C نیز در نمودار شکل 23 نشان داده شده است:

 

شکل 23: نمودار نمو ویسکوزیته دینامیک برای روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس

 

برای مقایسه نحوه نمو دو ویسکوزیته دینامیک و سینماتیک براساس معادله حسین به شکل 24 نگاه کنید:

 

شکل 24: نمودار تجمعی نمو ویسکوزیته دینامیک و سینماتیک روغن هیدرولیک HM46 در بازه دمایی 10- تا 100 درجه سلسیوس

 

همانطور که در نمودار های 22 تا 24 قابل مشاهده است، معادله حسین در قیاس با معادله Walther دقت بالاتری ندارد و نمی توان ادعای مطرح شده در خصوص دقت این معادله را صحیح دانست. بنابراین، و در مقام نتیجه گیری، معادله Walther با اصلاحاتی که توسط Wright انجام شد بعنوان دقیقترین تعبیر ریاضی برای پیش بینی و بیان تغییرات ویسکوزیته سینماتیک روغن در برابر حرارت معرفی می گردد.

 

 

4. محدوده بحرانی و هشدار تغییرات ویسکوزیته روغن در گزارش آنالیز

با توجه به تشریح نحوه تاثیر حرارت بر کاهش ویسکوزیته روغن های صنعتی در این مقاله، برای یک کارشناس آنالیز روغن بسیار مهم و حیاتی است که محدوده تغییرات (افزایشی یا کاهشی) ویسکوزیته روغن جاری در مدار روغنرسانی تجهیز تحت کنترل خود را بداند. جدول 1 در این زمینه، راهنمایی مناسبی را ارائه می دهد.

 

جدول 1: محدوده بحرانی و هشدار برای تغییر ویسکوزیته سینماتیک برای انواع روغن [39]

 

با استفاده از داده های جدول 1 می توان در برنامه های CM مرتبط با پایش وضعیت ماشین آلات مختلف کنترل بهتری روی شرایط تجهیز پیاده کرد.

 

5. منابع و مآخذ

در نگارش این مقاله در رابطه با اثر دما بر ویسکوزیته روغن، علاوه بر تجربیات و مشاهدات شخصی، از منابع زیر نیز بهره برداری شده است که فهرست کوتاهی از آنها جهت مطالعه بیشتر خوانندگان محترم در این حوزه به شرح زیر تقدیم شده است:

 

1. Parker, KITTIWAKE, Viscosity: A lubricant’s most important characteristic, 2012;

 

2. Noria Corporation, Understanding Absolute and Kinematic Viscosity, Practicing Oil Analysis, 3/2002;

 

3. D.S. Viswanath, T.K. Ghosh, D.H.L. Prasad, N.V.K. Dutt, & K.Y. Rani, Viscosity of Liquids: Theory, Estimations, Experiment, & Data, Springer, 2007, pp1-14, 122-124, 138-139;

 

4. شبکه بلبرینگ ایران، دپارتمان تحقیق و توسعه، بررسی جریان روغن در لوله ای با قطر کم و کاربرد آن در اندازه گیری گرانروی روانکارها، 23/04/1395، http://www.bearingnet.ir، کد مقاله: SBI-LUB-0001، ایمیل: Research@Bearingnet.ir

 

5. G. E. Totten (Editor), S. R. Westbrook, and R. J. Shah (Section Editors), Fuels and Lubricants Handbook: Technology, Properties, Performance, and Testing, ASTM Manual Series: MNL37WCD, ISBN 0-8031-2096-6, 2003, pp837-843, 854-856;

 

6. Spectro Scientific, Oil Analysis Handbook, 3rd ed., 2017, p73;


7. K. Spoonmore, Dynamic vs. Kinematic Viscosity: What's the Difference? Axil Group;

 

8. T. Mang, W. Dresel (editors), Lubricants & Lubrication, 2nd ed., Wiley-VCH, 2007, pp23-26;

 

9. G.W. Stachowiak, A.W. Batchelor, Engineering Tribology, Butterworth-Heinemann, 2001, ISBN 0-7506-7304-4, pp13-15;

 

10. R. A. Burton, Heat, Bearings, and Lubrication, Springer, 2000, ISBN 978-1-4612-1248-5, p14, 21-26;

 

11. B. O. Jacobson, Rheology and Elastohydrodynamic Lubrication, Elsevier Science Publications B.V., 1991, ISBN 0-444-88146-8, pp2-24, 53-54, 89-96;

 

12. A. K. Singh, P. S. Mukhrejee, and N. M. Mishra, Interrelationship among viscosity, temperature and age of lubricant, Industrial Lubrication and Tribology, 58/1 (2006) 50–55, Emerald Group Publishing Limited, ISSN 0036-8792, https://doi.org/10.1108/00368790610640109;

 

13. J. Bêlehrádek, Theoretical interpretation of the temperature-viscosity equation of Slotte in connection with vitrification, Recueil des Travaux Chimiques des Pays-Bas, 76 (1957) 165-168, https://doi.org/10.1002/recl.19570760209;

 

14. A. Hussain, S. Biswas, and K. Athre, A New Viscosity - Temperature Relationship for Liquid Lubricants, Wear, 156 (1992) 1-18, https://doi.org/10.1016/0043-1648(92)90140-4;

 

15. D. Dowson, C. M. Taylor, M. Godet, and D. Berthe (editors), Tribology of reciprocating engines, Proceedings of the 9th Leeds-Lyon Symposium on Tribology held in Bodington Hall, the University of Leeds, England, 7-10 September 1982, ISBN 0 408 22161 5, p104;

 

16. H. L. Dryden, F. D. Murnaghan, and H. Bateman, Bulletin of the National Research Council: Report of the Committee on Hydrodynamics, No. 84, February 1932, pp123-124;

 

17. S. Wen, P. Huang, Principles of Tribology, 2nd ed., ISBN 9781119214922, Wiley, 2018, pp7-10;

 

18. M. Qiu, L. Chen, Y. Li, and J. Yan, Bearing Tribology: Principles and Applications, ISBN 978-3-662-53097-9, DOI 10.1007/978-3-662-53097-9, Springer, 2017, pp189-190;

 

19. J. Cornelissen, H. I. Waterman, The Viscosity-Temperature Relationship of Liquids, Chemical Engineering Science, 1955, Vol. 4, Issue 5, pp238-246, https://doi.org/10.1016/0009-2509(55)80011-5;

 

20. J. L. M. Poiseuille, Recherches Expérimentales sur le Mouvement des Liquides dans les Tubes de Très-Petits Diamétres, Extrait du Tome IX des Savants Étrangers, Académie des Sciences, Paris, 1844, pp87-110;


21. D. Knežević, V. Savić, Mathematical Modeling of Changing of Dynamic Viscosity, as a Function of Temperature and Pressure, of Mineral Oils for Hydraulic Systems, FACTA UNIVERSITATIS (http://facta.junis.ni.ac.rs), Series: Mechanical Engineering, Vol. 4, No. 1, 2006, pp27-34;

 

22. K. F. Slotte, Über die innere Reibung der Lösungen einiger Chromate, Annalen der Physik, First Published 1881, pp13-22, https://doi.org/10.1002/andp.18812500903;

 

23. K. F. Slotte, Über die innere Reibung einiger Lösungen und die Reibungsconstante des Wassers bei verschiedenen Temperaturen, Annalen der Physik, First Published 1883, pp257-268, https://doi.org/10.1002/andp.18832561005;

 

24. H. Rahnejat (Editor), Tribology and Dynamics of Engine and Powertrain: Fundamentals, Applications and Future Trends, Woodhead Publishing, ISBN 978-1-84569-993-2, 2010, pp134-135;

 

25. C. J. Seeton, Viscosity–temperature correlation for liquids, Tribology Letters, Vol. 22, No. 1, April 2006, DOI: 10.1007/s11249-006-9071-2;

 

26. J. Briant, J. Denis, G. Parc, Rheological Properties of Lubricants, Institut Français du Pétrole, École Nationale Supérieur du Pétrole et des Moteurs, Éditions Technip, 1989, ISBN 2-7108-0564-2, pp89-99;

 

27. M. Jr. Souders, Viscosity-Temperature Relations, American Chemical Society, Vol. 59, July 1937, pp1252-1254, https://doi.org/10.1021/ja01286a026;

 

28. A. Converti, M. Zilli, S. Arni, R. Di Felice, M. Del Borghi, Estimation of viscosity of highly viscous fermentation media containing one or more solutes, Biochemical Engineering Journal, Vol. 4, Issue 1, September 1999, pp81-85, https://doi.org/10.1016/S1369-703X(99)00028-5;

 

29. I. Katime, J. R. Ochoa, Viscosity-Temperature Relationships for Dilute Solutions of Poly(cyclohexyl Methacrylate) in Methyl Isobutyl Ketone, Journal of Applied Polymer Science, Vol. 29, December 1984, pp4427-4431, https://doi.org/10.1002/app.1984.070291274;

 

30. E. N. da C. Andrade, The Viscosity of Liquids, Nature, Vol. 125, March 1930, pp309-310, https://doi.org/10.1038/125309b0;

 

31. W. H. Herschel, The Change in Viscosity of Oils with the Temperature, the Journal of Industrial & Engineering Chemistry, Vol. 14, August 1922, pp715-722, https://doi.org/10.1021/ie50152a014;

 

32. ASTM D341 − 09 (Reapproved 2015), Standard Practice for Viscosity-Temperature Charts for Liquid Petroleum Products, pp2-6 (including Appendixes A1 & X1);

 

33. H. Nauheimer, B. Bertsche, J. Ryborz, W. Novak, Automotive Transmissions: Fundamentals, Selection, Design, and Application, 2nd Ed., Springer, ISBN 978-3-642-16214-5, DOI 10.1007/978-3-642-16214-5, 2011, p438;

 

34. DIN 51563:2011-04, Prüfung von Mineralölen und verwandten Stoffen Bestimmung des Viskosität-Temperatur-Verhaltens Richtungskonstante m, pp4-5;

 

35. Q.A. Rizvi, A Comprehensive Review of Lubricant Chemistry, Technology, Selection, and Design, ASTM International, ISBN 978-0-8031-7000-1, 2009, p81;

 

36. R. M. Bou Herrera, Selección de un aditivo para modificar el índice de viscosidad de bases lubricantes nacionales, Proyecto de graduaciòn sometido a la consideraciòn de la Escuela de Ingenierfa Química como requisito final para optar al grado de Licenciatura en Ingeniería Química, Ciudad Universitaria " Rodrigo Facio", San José, Costa Rica, 1999, pp7-9;


37. A.F.A. Rasid, T.I. Mohamad, M.J. Ghazali, and W.M.F.W. Mahmood, “Effects of Lubricant Temperature in a Motorized Engine”, World Applied Sciences Journal 20 (7): 927-930, 2012, DOI: 10.5829/idosi.wasj.2012.20.07.2737;


38. W. M. Dmochowski, M. N. Webster, “The Effect of Lubricant Viscosity-Temperature Characteristics on the Performance of Plain Journal Bearings”, Proceedings of WTC2005, Tribology Congress III, September 12-16, 2005, Washington, D.C., USA, WTC2005-64229;


39. J. Fitch, “Trouble-Shooting Viscosity Excursions”, Practicing Oil Analysis, 5/2001;

 

احمدرضا #امینیان یکشنبه 21 مهر 1398 ساعت 15:26
2 نظر

داغ شدن Tilting Pad تراست برینگ ها: راهکار های کاهش اتلاف

با درود بیکران به تمامی مخاطبین محترم این وبلاگ مهندسی

موضوع این پست، بررسی مکانیزم های خرابی در گونه ای خاص از برینگ ها است که به Tilting Pad Thrust Bearings معروف هستند.


1. مقدمه و تعریف

برینگ هایی که با عنوان Tilting Pad Thrust Bearings (متاسفانه همتای پارسی اش را نمی دانم، خوانندگان محترم کمک کنند!) شناخته می شوند، گونه ای از برینگ ها هستند که برای تحمل و انتقال بار های محوری سنگین (از 0.5 تا بیش از 500 تن) رسیده از شفت های دورانی (با قطر 20 تا بیش از 1000 میلیمتر) با حداقل اتلاف قدرت تولید شده توسط شفت طراحی می شوند (شکل 1). از دیدگاه ساختاری و به زبان ساده، این تیپ از برینگ ها از چند سری پد (Pad) تشکیل شده اند که همگی روی یک واشر حمال یا Carrier Ring سوارند. هر یک از این پد ها که می توانند از جنس بابیت، آلیاژ های آلومینیوم، یا حتی برخی پلیمر ها باشند، در حرکت عرضی (Tilt) آزاد بوده و از این رو، قادر به ایجاد و حفظ فیلم هیدرودینامیک مختص به خود برای روغنرسانی هستند (شکل 2 را ببینید). واشر حمال نیز می تواند یک تکه یا دو تکه بوده و جانمایی های مختلفی (بنا به تکنولوژی ساخت یا طرح های گوناگون با توجه به کاربری و الزامات مشتری) در ساختار این تیپ از برینگ ها دارد. گفتنی است که برینگ های TPT را می توان به انواع سنسور های حرارتی، لود سل، و نظایر آن بمنظور پایش وضعیت سلامت و صحت عملکرد آنها مجهز کرد. [1]

 

شکل 1: نمایی از ساختار کلی Tilting Pad Thrust Bearing ها [2]

 

شکل 2: شماتیکی از نحوه حرکت آزادانه در راستای عرضی (Tilting) هر یک از پدهای تشکیل دهنده برینگ های TPT [2]

 

2. روش های روغنرسانی

بمنظور روغنرسانی به این تیپ از برینگ ها دو روش وجود دارد:

 

·         روغنرسانی طبیعی یا Flooded Lubrication

این روش بیشتر بر پر کردن فضای هوزینگ یاتاقان با جریان طبیعی روغن استوار است. این روش، به نوعی، روشی سنتی برای روغنرسانی به برینگ های TPT محسوب می شود. در این روش، پر کردن فضای هوزینگ با روغن از طریق مسیر های عبور روغن تعبیه شده در فضای داخلی برینگ انجام می شود. بمنظور تنظیم دبی جرمی جریان و حفظ فشار حجم روغن حاضر در هوزینگ (بین 0.7 تا 1.0bar یا 10.1 تا 14.5psi) نیز از یک اوریفیس واقع در خروجی مسیر روغن برینگ استفاده می شود. (شکل 3 را ببینید).

 

شکل 3: شماتیکی از روش روغنرسانی طبیعی (Flooded Lubrication) در TPT برینگ ها [1]

 

روش روغنرسانی طبیعی، در عین سادگی، نقطه ضعف بزرگی دارد و آن، اتلاف توان پارازیتیک شدید ناشی از توربولانس در سرعت های دورانی بالاست. این اتلاف توان بویژه در سرعت های لغزش بالاتر از 50m/sec نمود بیشتری دارد چراکه دمای برینگ بالا رفته و جریان روغن شدت بیشتری می یابد.

 

·         روغنرسانی مستقیم یا Directed Lubrication

این روش از روغنرسانی که برای سرعت های بالای دورانی مناسب است، روغن را مستقیما به Thrust Face می رساند. این روغن، سپس آزادانه از هوزینگ تخلیه می شود. استفاده از این روش در روغنرسانی بیشتر در سیستم هایی معمول است که سرعت لغزشی یا Sliding Speed آنها از 50m/sec بیشتر شود. در چنین مواردی، بکارگیری این روش از روغنرسانی موجب کاهش ریسک وقوع اتلاف پارازیتیک توان تا 50 درصد می شود. این بدان دلیل است که در این روش، جریان روغن با کنترل بیشتری به Thrust Face رسیده و از این رو، موجب کاهش دمای برینگ می شود.

 

شکل 4: نمای شماتیکی از روش روغنرسانی مستقیم [1]

 

روغنرسانی به TPT برینگ ها به روش مستقیم از نظر ساختاری و ابعادی تفاوت محسوسی با روش طبیعی ندارد. اما، فشار روغن در این روش بالاتر است (حدود 1.4bar یا 20.3psi). بنابراین، بمنظور اطمینان از یکنواختی فشار روغن، سرعت جریان روغن در مجاری روغنرسانی نباید از 3m/sec بیشتر شود. در این روش به Seal Ring نیاز نیست. [1]

اما، «اتلاف توان پارازیتیک» چیست؟ این سوالی است که در بخش بعدی این مقاله بدان پاسخ خواهیم داد.

 

3. اتلاف توان پارازیتیک

یکی از عوامل تاثیرگذار روی عمر ژورنال و تراست برینگ ها، و به تبع آن: روغن مصرفی در آنها، اتلاف هایی است که در بالانس انرژی داده شده و خروجی از برینگ مشاهده می شود. این اتلاف ها که بخشی از اتلاف های ناشی از اصطکاک موجود در فیلم روغن جاری در برینگ (بعنوان حجم کنترل ترمودینامیکی) هستند از آن جهت مضرند که با کسر شدن از انرژی خروجی از برینگ تبدیل به حرارت شده و با رفتار ناموزون و غیرقابل پیش بینی خود (رفتار پارازیتیک) موجبات کاهش عمر قطعاتی از برینگ مانند پد ها و حتی روغن مصرفی را فراهم می آورند. بیشترین ضرر ناشی از چنین اتلاف هایی در بالانس انرژی را می توان در مصرف روغن توربوماشین های بکار گیرنده انواع ژورنال و تراست برینگ مشاهده کرد. واضح است که بدلیل قطر بیشتر و سطح مقطع تبادل تنش بالاتر، میزان این اتلاف ها در تراست برینگ ها بیشتر از ژورنال برینگ ها است.

در سرعت های سطحی (Surface Speeds) کمتر از 10,000ft/min، این اتلاف های پارازیتیک کمتر از 10 درصد اتلاف های اصطکاکی حاضر در فیلم روغن را تشکیل می دهند. در سرعت های سطحی بالاتر، اما، سهم این اتلاف ها از اتلاف های اصطکاکی بصورت تابعی از سرعت سطحی پد ها افزایش یاتلافه و در برخی مجموعه های بزرگ توربین – ژنراتور به 25 تا 50 درصد اتلاف کل برینگ برسند.

شکل 5: شماتیکی از انواع اتلاف های پارازیتیک در ساختار تراست برینگ های TPT [3]

 

 

شکل 6: شماتیکی از اتلاف های پارازیتیک در ساختار ژورنال برینگ ها [3]

 

اتلاف های پارازیتیک در ژورنال و تراست برینگ ها را می توان از لحاظ ماهیتی به دو دسته تقسیم کرد:

 

·         اتلاف جریان روغن عبوری از مجاری روغنرسانی:

این دسته از اتلاف های اصطکاکی پارازیتیک از سه منبع سرچشمه می گیرند: شتابگیری روغن در محل ورودی های مدار تغذیه، جریان روغن به/از شیار های تغذیه (Feeding Grooves)، و تخلیه روغن از برینگ (نشت روغن). مطابق آنچه که در شکل 5 نشان داده شده، این دسته از اتلاف های انرژی برای تراست برینگ ها در سه موقعیت زیر بیشترین احتمال تولید را دارند:

الف) اتلاف سرعت برای جریان روغن ورودی به هوزینگ (با سرعت اولیه برابر با سرعت دورانی شفت). این اتلاف انرژی ناشی از شوکی است که به جریان روغن خروجی از شفت و ورودی به رینگ پایه یا Base Ring وارد می شود. بدین ترتیب که جریان روغن تغذیه در زمان ترک سطح شفت از سرعت خطی متناسب با سرعت دورانی شفت برخوردار است. این جریان نسبتا پرسرعت، در زمان ورود خود به هوزینگ تراست برینگ ابتدا وارد مسیری با انحنای بسیار شدید می گردد و پس از آن با حجم همیشه ثابتی از روغن مابین قطر خروجی شفت و قطر داخلی رینگ پایه برخورد می کند. همین شوک سرعتی موجب ایجاد اتلاف انرژی به شکل حرارت در فضای داخلی تراست برینگ می گردد.

ب) اتلاف سرعت جریان عبوری از میان پد های تراست برینگ که ناشی از اصطکاک بین جریان روغن و مجاری عبور روغن در فضای داخلی برینگ است.

ج) فرض بر آنست که قریب به 25 درصد روغنی که هوزینگ تراست برینگ را ترک می کند، به درون فضای تراست رانر پاشیده شده و سپس در اثر نیروی گریز از مرکز دوباره در فضای قطر بیرونی رانر شتاب می گیرد. از این مورد در ژورنال برینگ ها صرفنظر می شود.

 

در مورد ژورنال برینگ ها، اوضاع کمی فرق می کند. بدین ترتیب که در ژورنال برینگ هایی که از نوع plain cylindrical axial-groove هستند، اتلاف سرعت بیشتر ناشی از شتابگیری روغن تغذیه در زمان ورود آن به جریان ورتکس ناشی از رفتار اغتشاشی جریان روغن حاضر در شیار تغذیه روغن و سپس شتابگیری بیشتر آن در زمان پیوستن به فیلم روغن حاضر در فضای داخلی برینگ است. اما، در مورد ژورنال برینگ هایی که از نوع pivoted pad هستند، تشکیل ورتکس و مکانیزم ماسیدگی روغن یا Churning در فضا های خالی مربعی شکل بین پد ها عملا راه را بر ورود روغن تغذیه می بندد. برای اطلاعات بیشتر در مورد مکانیزم ماسیدگی روغن و علل و اثرات آن، مطالعه پست «رژیم های روغنرسانی» در وبلاگ دانش روغنکاری توصیه می شود.

 

·         نیروی پسا (Drag Force) بین فیلم روغن و سطوح درگیر تبادل تنش:

این نوع از اتلاف نیرو که به شکل تمرکز حرارت غیریکنواخت در بخش هایی از فیلم روغن نمود پیدا می کند، ناشی از نیروی پسا (Drag) است که در اثر اصطکاک بین فیلم روغن و سطوحی بوجود می آید که در معرض عبور جریان روغن هستند (مانند بخش هایی از شفت و Thrust Collar برینگ) که اصطلاحا به Wetted Surfaces معروف هستند. منشا این نیروی پسا همان پسای هیدرولیکی است که با ورود جریان روغن به مجاری و کانال های درون محفظه تراست پد برینگ در اثر اصطکاک بین روغن و دیواره جامد (عدد رینولدز بالا) ایجاد شده و با رفتار مغشوش (توربولانت) مقطعی و موضعی جریان روغن تشدید می شود. تخمین زده می شود که در فضاهای حلقوی-دایروی اطراف ژورنال و شیار های داخلی Overshot شده برینگ (که در نیمه فوقانی برخی ژورنال برینگ ها دیده می شود) میزان ضریب پسا باندازه 30 تا 40 درصد افزایش خواهد داشت. اما، می توان با تخلیه مناسب هوزینگ از بروز جریان کاملا طبیعی (Fully-Flooded) روغن جلوگیری کرد تا میزان پسا و اتلاف انرژی ناشی از آن کاهش یابد.

 

اما، این اتلاف ها را چگونه می توان کاهش داد؟

در برینگ های پرسرعت استراتژی های متعددی بمنظور کاهش اتلاف های انرژی پارازیتیک در دسترس هستند که از جمله ساده ترین و رایجترین آنها می توان به کاهش حجم تغذیه روغن به مدار روغنرسانی اشاره کرد. در ذیل به برخی از رایجترین روش های کاهش اتلاف های پارازیتیک اشاره شده است:

 

- کاهش اتلاف با پر کردن بخشی از شیار های داخلی برینگ یا Partially Filled Grooves:

وقتی نرخ تغذیه روغن به اندازه ای افت کند که فضای درونی شیار های برینگ بطور کامل از روغن انباشته نگردد، طبیعتا، اتلاف پارازیتیک ناشی از پسا (Drag) جریان روغن نیز به مراتب کاهش خواهد یافت؛ بطوریکه می توان از مقدار آن صرفنظر کرد. نمودار شکل 7 را ببینید. در این نمودار، کاهش چشمگیر اتلاف پارازیتیک در یک Tapered Land Thrust Bearing با قطر خارجی 27 اینچ و با دور کاری 3,600rpm نصب شده در یک توربین بخار را نشان می دهد.

 

شکل 7: نمودار کاهش اتلاف پارازیتیک ناشی از پسای جریان روغن با استفاده از تکنیک کاهش دبی جریان تغذیه روغن [3]

 

- روغنرسانی مستقیم به لبه های حمله هر یک از تراست پد ها (LEG):

برخی از pivoted-pad برینگ ها از اسپری یا کانال هایی بمنظور تغذیه مستقیم روغن به لبه های حمله هر یک از تراست پد ها استفاده می کنند. این طرح، از اتلاف ناشی از تغذیه بیش از حد روغن در شیار های برینگ و به تبع آن، ایجاد پسا (Drag) جلوگیری می کند. شکل 8 یکی از این نمونه طرح ها را نشان می دهد.

 

شکل 8: نمونه ای از یک تراست برینگ نوع Pivoted Pad  مجهز به سیستم روغنرسانی مستقیم به لبه های حمله در تراست پدها و محفظه های دمش روغن (Oil Lift Pockets) (منبع: Kingsbury ) [3]

 

چنین طرح هایی، در وهله اول، در جاهایی کاربرد دارند که سرعت های سطحی از آنچه که در ژورنال برینگ هایی با قطر بین 10 تا 12 اینچ، و سرعت دورانی 3,600rpm پیش می آید بیشتر باشد. برای سرعت های سطحی پایینتر از این، اتلاف های پارازیتیک آنقدر کم می شوند که عملا بکارگیری چنین فناوری هایی را به تحمیل هزینه تبدیل می کنند.

 

شکل 9: مقایسه ای از ساختار کفشک (Shoe) در دو مفهوم LEG و معمول [4]

 

در برینگ های پرسرعت، روغنرسانی مستقیم به لبه حمله تراست پدها مزایای متعددی دربردارد که از آن جمله می توان به کاهش 60 درصدی دبی جریان تغذیه روغن اشاره کرد که موجب کاهش 45 درصدی اتلاف نیرو می شود. در همین راستا، می توان با پیکربندی و چیدمان مناسب اجزای برینگ به کاهش دمای عملکردی برینگ باندازه 16 تا 35 درجه فارنهایت رسید.

در برخی موارد، بجای لبه حمله، می توان روغنرسانی مستقیم را به لبه فرار (Trailing Edge) هر پد انجام داد که به نوبه خود نیز می تواند تاثیر خوبی در عملکرد برینگ، بویژه در سرعت های سطحی متوسط، برجای بگذارد.

پژوهش هایی نیز در زمینه خنک کاری مستقل هر یک از پد ها با توسل به مدار سیرکولاسیون یک سیال مبرد انجام شده است. از آنجا که چنین طرح هایی می توانند مشخصات ابعادی و پارامتر های انتقال حرارتی و مکانیک سیالاتی مختص بخود را داشته باشند، کارآیی هر یک از چنین طرح هایی جای پژوهش بسیار دارد. شکل 10 را ببینید.

 

شکل 10: نمایی از طرح مدار سیرکولاسیون سیال مبرد بمنظور خنک کاری مستقل هر یک از پد ها: (a) نمای کلی برینگ، (b) مدار سیرکولاسیون با مقطع مدور، (c) مدار سیرکولاسیون با سطح مقطع مربعی [5]

 

 

بعنوان نتیجه گیری، وقتی سرعت سطحی Tilting Pad Thrust Bearing بیش از 10,000 ft/min باشد، عملکرد آن با اتلاف پارازیتیک قابل توجهی روبرو خواهد شد. در این راستا، در سرعت سطحی 30,000ft/min، میزان این اتلاف ها به نصف اتلاف توان کل در برینگ می رسد. بطورکلی، می توان با توسل به راهکار های زیر، با بروز این اتلاف ها در تراست برینگ ها مقابله کرد و دمای عملکردی برینگ را پایین آورد:

- محدودسازی دبی جریان ورودی روغن به حداقل مقدار لازم؛

- یکپارچه سازی هندسی مبادی ورودی شیار های روغن و دیواره های این شیارها بمنظور کاهش ریسک ورتکس جریان روغن؛

- کاهش سطوح پذیرنده جریان روغن (Wetted Areas) در سطوح ژورنال یا تراست؛

- کاهش پاشیدگی (Slashing) روغن خروجی روی سطوح دوار؛

- روغنرسانی مستقیم به لبه حمله شیارها بمنظور تغذیه روغن به Tilting Pad ها [3]

 

4. حالات و مکانیزم های خرابی ناشی از افزایش دما در برینگ های TPT

از میان مکانیزم های مختلفی که برای بروز خرابی در Tilting Pad Thrust Bearing ها وجود دارد، دو مورد در رابطه با تمرکز حرارت و اعمال نامتقارن تنش های حرارتی به کفشک (Shoe) ها در این تیپ برینگ ها نمود بیشتری دارد که شامل زیر است:

الف) تغییر رنگ ناشی از تشکیل اکسید قلع (Discoloration due to tin oxide formation)؛ و

ب) تغییرشکل های سطحی موسوم به Thermal Ratcheting

 

تغییر رنگ ناشی از تشکیل اکسید قلع یکی از چندین واکنش الکتروشیمیایی است که موجب از دست رفتن قابلیت چسبندگی و توزیع مناسب روغن در یک سطح جامد می شود. قابلیتی که به Embeddability معروف است.

لایه اکسید قلع بسیار سخت بوده و در بیشتر حلال ها نامحلول است. تشکیل این لایه در وهله اول از آن جهت مهم است که وجود آن باعث جلوگیری از چسبندگی ذرات جامد خارجی به لاینینگ های بابیت می شود.

این مکانیزم خرابی را می توان با مشاهده فیلم سخت، به رنگ قهوه ای تیره یا مشکی، روی سطح کفشک (Shoe) برینگ تشخیص داد. شکل 11 را ببینید.

 

شکل 11: تغییر رنگ ناشی از تشکیل اکسید قلع  [6]

 

این مکانیزم خرابی در برینگ هایی رخ می دهد که بابیت آنها پایه قلع باشد (برای اطلاعات بیشتر در این مورد، مطالعه پست «نقش بابیت در ژورنال برینگ ها» در همین وبلاگ توصیه می شود). بنابراین، ریسک وقوع این خرابی در کفشک های تیلتیگ پد تراست برینگ ها به عواملی چون میزان حضور قلع در بابیت، ساختار شیمیایی روغن، حضور آب نمک، الگوی توزیع حرارت و فشار در سطح کفشک بستگی دارد. از این رو، با کاهش یا حذف وقوع یک یا چند مورد از عوامل فوق، می توان ریسک وقوع این مکانیزم خرابی را بشدت کاهش داد. راهکار هایی مانند تعویض بموقع یا حتی زودهنگام روغن برینگ (بعلاوه فلاشینگ مخزن و لوله های مدار روغنرسانی با حلال های مینرال)، کاهش دمای روغن، یا تعویض کفشک ها می تواند عمیقا راهگشا باشد. در همین راستا، پایش منظم وضعیت و شرایط سطح بخش هایی مانند ژورنال، غلاف (Collar)، یا رانر (Runner) و در صورت لزوم تعویض آنها یا تمیزکاری سطح آنها با توسل به تکنیک هایی مانند سنگ زنی دستی، لیسه کاری، یا هونینگ می تواند درافزایش عمر برینگ و تجهیز متبوع آن بسیار موثر باشد.

تغییرشکل های سطحی در کفشک ها که نتیجه مستقیم تنش های حرارتی شدید هستند که می توانند با نشانه های مختلف و متفاوتی، اعم از تغییر رنگ بابیت، ترک های سطحی، ساییدگی، یا دفرمگی، خود را به نمایش بگذارند. در این میان، تکرار سیکل های حرارتی-برودتی می تواند منجر به تغییرشکل شدید در سطح کفشک شود. خرابی که به Thermal Ratcheting معروف بوده و بیشتر در مواد ناهمگن (Anisotropic Materials) رواج دارد. چراکه این دسته از مواد مهندسی از ضریب انبساط حرارتی متفاوتی در راستاهای مختلف برخوردارند. شکل 12 را ببینید. [6]

 

شکل 12: تغییرشکل سطحی ناشی از تکرر سیکل حرارت-برودت موسوم به Thermal Ratcheting  [6]

 

5. منابع و مآخذ

در تدوین این مقاله از منابع زیر استفاده شده است که جهت مراجعه خوانندگان محترم و استفاده های بعدی تقدیم شده است:

 

[1] H. P. Bloch, Tilting Pad Thrust Bearings, Machinery Lubrication, 7/2006

 

[2] KingsBury general catalogue, LEG Bearings: Thrust & Journal, KINGSBURY, INC., 2004, available at the website address of http://www.kingsbury.com

 

[3] M. Khonsari, E.R. Booser, Parasitic Power Losses in Hydrodynamic Bearings, Machinery Lubrication, 3/2006

 

[4] A.M. Mikula, The Leading-Edge-Groove Tilting Pad Bearing: Recent Development, Journal of Tribology, No. 107, July 1985

 

[5] S. Chatterton, P. Pennacchi, A. Vania, & P. Vinh Dang, Cooled Pads for Tilting-Pad Journal Bearings, Lubricants Journal, 2019, 7, 92; DOI: 10.3390/lubricants7100092, http://www.mdpi.com/journal/lubricants

 

[6] W. Strecker, Troubleshooting Tilting Pad Thrust Bearings, Machinery Lubrication, 3/2004

 

 

احمدرضا #امینیان شنبه 6 مهر 1398 ساعت 22:45
0 نظر

روغن دنده مناسب برای گیربکس BE: پاسخ به سوال

با اهدای سلام و تقدیم احترام

پیرو سوال واصله از یکی از مخاطبین محترم این وبلاگ مهندسی، پاسخ صادره، جهت اطلاع سایرین و استفاده های بعدی، به شرح زیر تقدیم شده است.

شرح سوال: روغن دنده مناسب برای گیربکس BE چه مشخصاتی باید داشته باشد؟ آیا می توان از روغن GL-4 بجای GL-5 در این گیربکس استفاده کرد؟

 

برای پاسخ به این سوال، ابتدا مقدمه ای بر گیربکس سری BE را بیان می کنم تا این تجهیز را بیشتر بشناسیم و سپس به روغن مناسب برای آن خواهیم پرداخت.

گیربکس های سری BE گونه ای از گیربکس های دستی هستند که برای نصب در محصولات گروه خودروسازی پژو-سیتروئن-اوپل و بطورکلی در خودروهایی مناسبند که از نوع محور محرک جلو (FWD) باشند. این گیربکس ها (شکل 1 را ببینید) دارای 5 دنده جلو یک دنده عقب بوده و برای انتقال گشتاور 140 تا 260 نیوتن-متر طراحی شده اند.

 

شکل 1: نمایی از گیربکس BE محصولات پژو-سیتروئن-اوپل [1]

 

ایران خودرو با ایجاد برخی تغییرات جزیی در پوسته و نسبت دنده های این گیربکس از آن انواع مختلفی تولید کرده و گیربکس BE را برای نصب روی انواع محصولات خود مناسب سازی نموده است. گیربکس EF7 نیز که روی خودروهای مجهز به موتور ملی نصب شده است نیز از مشتقات گیربکس BE است که متناسب با موتور ملی تغییر داده شده است. [1]

جدول 1 را ببینید.

 

جدول 1: انواع گیربکس های عضو خانواده BE [1]

 

برای روغنرسانی به این خانواده گیربکس لازم است از روغن زیر استفاده شود:

- تیپ (نوع) روغن: سینتتیک (ترجیحا تمام سینتتیک)

- کلاس روغن: Gear Oil

- گرید روغن: SAE 75W80

- کیفیت روغن: API GL-5

 

اکنون به بخش دوم سوال می رسیم: چرا نمی توان از کیفیت API GL-4 در گیربکس های خانواده BE استفاده کرد؟

برای پاسخ به این سوال، لازم است ابتدا مختصری درباره سطوح کیفیت روغن های دنده یا Gear Oils براساس سیستم موسسه API بیاموزیم:

موسسه API اقدام به طبقه بندی روغن های دنده (Gear oil) با کاربرد خودرویی به صورت زیر نموده است [2,3]:

- کلاس کیفی GL-1: روغن های دنده ای که در این کلاس کیفی قرار بگیرند تیپ مینرال داشته و بیشتر برای روغنرسانی به spiral bevel و worm gear مناسبند. از این دسته از روغن های دنده می توان برای روغنرسانی به برخی گیربکس های دستی خودرویی که در شرایط دمایی معمول (بازه دمایی نه خیلی سرد و نه خیلی گرم) و شرایط بارگذاری سبک کار می کنند (مانند برخی گیربکس های خودروهای سواری و برخی کامیون های قدیمی) نیز استفاده کرد. در این کلاس از روغن های دنده، انواع ادتیو بمنظور جلوگیری یا به تاخیر انداختن اکسیداسیون، کف زدا، و بهبود دهنده های نقطه ریزش (Pour point) قابل اضافه کردن است. در کلاس GL-1 از ادتیو های EP و بهبود دهنده های خواص اصطکاکی (Friction Modifiers) استفاده نمی شود.

 

- کلاس کیفی GL-2: این کلاس کیفی شامل روغن های دنده ای است که از همان تیپ مینرال و ادتیو های بکار رفته در ساختار روغن های کلاس GL-1 برخوردار بوده، اما علاوه بر آن، از ادتیو های AW، مقدار بسیار اندکی ادتیو های EP، و برخی اسید های چرب بمنظور بهبود خواص عملکردی آنها در worm gear ها نیز در ساختار آنها استفاده شده است. این کلاس کیفی منسوخ شده است.

 

- کلاس کیفی GL-3: روغن هایی که در این کلاس کیفی قرار می گرفتند، برای روغنرسانی به گیربکس های دستی خودرویی و اکسل های spiral bevel مناسب بودند که از نظر شرایط بارگذاری و دمای عملکردی بین دو کلاس GL-2 و GL-4 قرار می گرفتند. این دسته از روغن ها دارای مقدار اندکی از ادتیو های EP بوده و برای گیربکس های hypoid مناسب نبودند. این کلاس کیفی منسوخ شده است.

 

- کلاس کیفی GL-4: این دسته از روغن های دنده از میزان بیشتری از ادتیو های EP در ساختار خود بهره برده و از این رو، برای روغنرسانی به گیربکس های hypoid مناسب هستند که در شرایط عملکردی غیربحرانی مانند سرعت چرخش نه چندان زیاد و بارگذاری ضربه ای، یا سرعت دورانی بالا و گشتاور پایین، یا برعکس کار کنند.

 

- کلاس کیفی GL-5: این کلاس کیفی، روغن های دنده ای را هدف می گیرد که بمنظور روغنرسانی به گیربکس های hypoid مصرفی در خودرو های سواری بکار می روند که از شرایط عملکردی سرعت دورانی بالا و بارگذاری ضربه ای، یا سرعت دورانی بالا و گشتاور پایین، یا سرعت دورانی پایین و گشتاور بالا برخوردار باشند. در این دسته از روغن ها، مقادیر معتنابهی از ادتیو های EP استفاده شده است.

 

- کلاس کیفی GL-6: این کلاس کیفی به روغن های دنده ای اشاره دارد که بمنظور کاهش اثر سایش شدید دنده ها در گیربکس برخی خودروهای مسابقه ای قدیمی ارائه شده بودند. این کلاس کیفی منسوخ شده است.

 

- کلاس کیفی MT-1: این کلاس کیفی شامل روغن های دنده ای است که در ساختار خود میزان وسیعی از ادتیو های EP داشتند و برای مصرف در برخی گیربکس های دستی غیرسنکرونیزه بعضی کامیون ها و اتوبوس ها مناسب بودند.

 

ذکر این نکته در اینجا لازم است که سیستم طبقه بندی که در بالا برای روغن های گیربکسی ارائه شده است، براساس گرید ویسکوزیته این روغن ها نیست. بلکه براساس غلظت حضور ادتیو های EP است [4].

بدین ترتیب، هرچه میزان حضور ادتیو های EP در ساختار یک روغن دنده بیشتر باشد، این روغن در رده کیفی بالاتری در سیستم API قرار می گیرد. بنابراین، همینجا می توان نتیجه گرفت که روغن GL-5 نسبت به GL-4 به مراتب از ادتیو های EP بیشتری در ساختار شیمیایی خود بهره می برد. همانطور که قبلا در پست «ادتیو هایEP: انواع، کاربرد ها، و محدودیت ها» در همین وبلاگ مهندسی صحبت کردیم، ادتیو های EP به سه دسته کلرین دار، سولفور-فسفری، و پتاسیم بورات تقسیم می شوند. ادتیو های EP سولفور-فسفردار رفتار تخریبی بیشتری نسبت به دو نوع دیگر در برابر آلیاژ های مس بکار رفته در ساختار گیربکس از خود نشان می دهند که برای حل این مشکل، بویژه در حرارت های بالا، استفاده از ادتیو های EP حاوی سولفور غیرفعال رایج شده است.

اصولا، هدف از معرفی ادتیو های EP به ساختار روغن های گیربکسی، پایداری شیمیایی بیشتر آنها در برابر شوک حرارتی موضعی (گاه تا 800 درجه سلیوس!) است. روغن های دنده ای که در کلاس GL-5 قرار می گیرند، دوبرابر بیشتر از کلاس کیفی GL-4 از ادتیو های EP در ساختار شیمیایی خود بهره می برند که همین، آنها را برای استفاده در کاربرد های پرفشاری مانند انواع خودروهای FWD و سیستم های انتقال قدرت RWD دیفرانسیلی مناسب کرده است [4,5].

از دیگر سو، بدلیل پتانسیل خورندگی بالاتر روغن های کلاس GL-5 نسبت به GL-4، حتما باید به توصیه سازنده گیربکس در این زمینه توجه و عمل کرد [5]. چراکه دقیقا سازنده گیربکس است که می داند از چه آلیاژ هایی در ساخت محصولش استفاده کرده است و مطمئنا در جریان پیک دمایی محصول خود نیز هست. بدین ترتیب، وقتی در گیربکس های خانواده BE که توصیه سازنده گیربکس (گروه خودروسازی پژو-سیتروئن-اوپل) بر استفاده از روغن کلاس GL-5 بمنظور روغنرسانی به این محصولات است، استفاده از روغن کلاس GL-4 می تواند منجر به اضمحلال زودهنگام روغن گیربکس شود که این نتیجه ای جز تشکیل رسوبات نمکی جامد در گیربکس که اغلب از سختی بالایی برخوردار بوده و قادر به تخریب قطعات و اجزای تحت فشار گیربکس هستند، نخواهد داشت. علاوه براین، استفاده از روغن GL-4 در گیربکس های خانواده BE منجر به داغ شدن تدریجی گیربکس خواهد شد که نتیجه مستقیم پدیده ای بنام Oil Starvation یا همان کم آمدن روغن در سطوح درگیر تبادل تنش است. بدین ترتیب، عمر خود گیربکس نیز کاهش خواهد یافت.

 


منابع و مآخذ:


بمنظور تدوین این پست از منابع زیر استفاده شده است که جهت مطالعه بیشتر علاقمندان به شرح زیر تقدیم شده است:


1. «مروری بر انواع گیربکس های شرکت پژو: نگاهی به مدل های ساخت شرکت ایران خودرو»، گسترش سرمایه گذاری ایران خودرو، مدیریت پشتیبانی و نظارت بر شرکتها، 1392، http://www.ikido.org

 

2. Noria Corporation, Automotive Gear Oil Service Classifications, Web Article, https://www.machinerylubrication.com/Read/29213/gear-oils-classifications

 

3. R. Widman, The Difference between GL-4 and GL-5 Gear Oils, Revision 1-2016

 

4. Rymax Lubricants, The difference between GL-4 and GL-5 explained, 08 July 2019, https://www.rymax-lubricants.com/blog/the-differences-between-gl-4-and-gl-5/

 

5. Noria Corporation, Guidelines for Using Gear Oil in Specific Applications, Web Article, https://www.machinerylubrication.com/Read/30366/gear-oil-applications

 

 

احمدرضا #امینیان دوشنبه 1 مهر 1398 ساعت 20:52
9 نظر

انتخاب روغن برای Spherical Roller Bearing: مطالعه موردی

با سلام و احترام به تمامی مخاطبین محترم این وبلاگ مهندسی

موضوعی که در این مقاله قصد پرداختن بدان را داریم، آموزش روند انتخاب روغن برای برینگ های غلتشی کروی یا Spherical Roller Bearings از طریق یک مطالعه موردی است.

طی این مقاله، سعی بر آن خواهد بود که روند انتخاب یک Spherical Roller Bearing بصورت مرحله به مرحله آموزش داده شده و در خصوص اشتباهات مرتکب شده توسط مالک تجهیز و طرق اصلاح آنها در آنالیز خرابی، تجربیاتی منتقل شود تا شاهد آموزشی کاملا کاربردی باشیم.

شرح سوال:

در واحد صنعتی ما که در یک شهر ساحلی در جنوب ایران واقع است، مشکلی پیش آمده که باید جهت درک آن از شما کمک بخواهم. پلنت ما یک واحد فولادسازی است که تعدادی فن در سالن غبارگیری آن نصب است. این فن ها که ساخت ایتالیاست، دارای برینگ هایی است که برای روغنرسانی بدانها از روغن سینتتیک گالف 100 (PAG) استفاده می کنیم. حجم روغن در هوزینگ هر یک از برینگ ها حدودا سه لیتر است. شکل شماره 1 را ببینید.

 

شکل 1: روغن مصرفی

 


نمونه نو این روغن را به آزمایشگاه معتمد فرستادیم که نتایج نشان داده شده در شکل 2 بدست ما رسیده است.

 

شکل 2: نتایج آنالیز روغن نو گالف 100


واحد تعمیرات وقتی برینگ هوزینگ فن ها را جهت تعمیرات باز کردند، با تشکیل لجن شدید مواجه شدند. شکل های 3 و 4 را ببینید.

 

شکل 3: تشکیل لجن در هوزینگ برینگ فن های IDF

 

شکل 4: تشکیل لجن در هوزینگ برینگ فن های IDF


دو نمونه متفاوت از روغن کارکرده مصرفی در دو برینگ متفاوت را به آزمایشگاه معتمد فرستادیم که نتایج بازگشتی از آزمایشگاه به شرح شکل های 5 و 6 است.


 

شکل 5: نتیجه آنالیز روغن کارکرده گالف 100



شکل 6: نتیجه آنالیز روغن کارکرده Gulf 100


اساسا، روغن Gulf 100 را قبلا برای ماشین های برش واحد ریخته گری خریداری کرده بودیم. قبلا در این هوزینگ برینگ ها روغن بهران بردبار 100 می ریخته اند که بدلیل بالا رفتن دمای برینگ فن ها و تریپ خوردن، بنا به توصیه کلامی یکی از کارشناسان بازرسی فنی نسبت به استفاده از معادل سینتتیک بجای مینرال، و البته موجود بودن این روغن در انبار، تصمیم واحد تعمیرات این شد که بجای بهران بردبار 100 از Gulf 100 استفاده کند. از سوی دیگر، با مراجعه به مدارک سازنده ایتالیایی فن، مشخص شد که سازنده استفاده از روغن های ESSO Spartan EP 100 یا SHELL Turbo 100 را توصیه کرده است. به شرح تصویر شماره 7.

 

شکل 7: توصیه سازنده فن برای استفاده از روغن


توضیح اینکه، شماره برینگ ها 22232CC/W33/C3 بوده، حداکثر سرعت چرخش آنها N=933rpm است. دماهایی که تاکنون از پوسته برینگ ها خوانده شده است عبارتند از دمای عملکردی بین 75 تا 80 درجه سلسیوس، دمای هشدار 85، و دمای تریپ 95 درجه سلسیوس است. نوع فن ها Semi-Hanger است و بمنظور غبارگیری سالن ذوب استفاده می شود. این فن ها معمولا Standby هستند، اما زمانیکه وارد مدار می شوند، حداقل بمدت یکماه بدون وقفه کار می کنند (یعنی 720 ساعت کار مداوم). سیستم روغنرسانی به این برینگ ها از نوع حمام روغنی با سیکل بسته (Circulated Oil Bath) می باشد.

سوال اینست که آیا روغن تقلبی یا نامناسب استفاده شده است؟ در صورت مثبت بودن جواب، چه نوع روغنی باید برای این برینگ ها انتخاب شود؟ در عین حال، علت اسیدی شدن روغن و افزایش دمای برینگ ها چیست؟

 

بمنظور پاسخ به این سوال، ابتدا برای این برینگ روغن مناسب را انتخاب کرده و سپس به تحلیل آنچه که برای این برینگ و روغن مصرفی آن (PAG-ISO VG 100) اتفاق افتاده است، خواهیم پرداخت.

فارغ از تمامی مسائل، مشکلی که این مخاطب عزیز با آن مواجه شده در دنیای روانکاری به روغن اشتباه یا Wrong Oil معروف است. از این رو، پاسخ به این سوال را مستمسکی قرار می دهم برای آموزش گام به گام انتخاب روغن برای رولربرینگ های کروی یا همان Spherical Roller bearings ها.

ارائه این آموزش آنهم به صورت گام به گام از آن جهت مهم است که بنا به تحقیقات انجام شده، 80 درصد از موارد خرابی برینگ به امور روانکاری آنها مربوط است که از این میان، 60 درصد به روانکار های مایع و 20 درصد مابقی، سهم روانکارهای جامد است[1]. شکل 8 را ببینید.

 

شکل 8: علل نوعی خرابی برینگ ها برحسب درصد (منبع: ABB)[1]

 

مقدمه این بحث، شناخت تجهیزی است که قرار است روغنرسانی شود. برینگی که با شماره 22232CC/W33/C3 مشخص شده، با مراجعه به وبسایت skf.com یا استفاده از اپلیکیشن آن، قابل شناسایی است. تصویری از این برینگ در شکل 9 نشان داده شده است.

 


شکل 9: نمای سه بعدی CAD از برینگ شماره 22232CC/W33/C3 (منبع: skf)


مشخصات ابعادی این برینگ نیز با توسل به وبسایت skf.com در شکل 10 به نمایش درآمده است.



 

شکل 10: مشخصات ابعادی برینگ مورد مطالعه (منبع: skf)


اکنون شروع به انتخاب روغن برای این برینگ می کنیم. اینکار را بصورت گام به گام انجام می دهیم. این فرآیند شامل مراحل زیر است[2]:

1. انتخاب نوع برینگ: رولربرینگ، بالبرینگ، و...

با توجه به شماره برینگ 22232CC/W33/C3، این برینگ از نوع Spherical Roller Bearing است.

 

2. محاسبه قطر متوسط برینگ:

قطر متوسط برینگ (dm) عبارتست از حاصل جمع قطر خارجی (D) و قطر داخلی (d) تقسیم بر 2 به شرح زیر:

 

dm=(D+d)/2

 

مطابق شکل 10، مقدار قطر متوسط برینگ مورد مطالعه این پست بصورت زیر محاسبه می شود:

 

dm= (290+160)/2 = 450/2 = 225mm

 

3. تعیین میزان دور (سرعت چرخش) کاری برینگ:

براساس متن سوال، دور کاری برینگ برابر با N=933rpm می باشد.

 

4. تعیین محدوده دمای کاری برینگ:

مطابق متن سوال، دمای کاری این برینگ 80 درجه سلسیوس است که دمای بالایی محسوب شده و فاصله زیادی با حداکثر دمای مجاز عملکردی رینگ خارجی یک برینگ که با روغن روانکاری می شود، یعنی 93 درجه سلسیوس، ندارد .[3]

 

5. تعیین شاخص «شرایط روغنرسانی»[2,4]:

این شاخص که با عنوان نسبت ویسکوزیته نیز در برخی منابع شناخته می شود[5]، بوسیله حرف یونانی کاپا (Κ) نشان داده شده و هدف از آن بیان شرایط روغنرسانی به برینگ در دمای کاری و دور کاری معمول آن است. این مشخصه از حاصل تقسیم ویسکوزیته سینماتیک عملکردی یا حقیقی روغن (Operating / Real Viscosity) بر ویسکوزیته نامی (Rated Viscosity) آن محاسبه می شود:

 

K = ν/ν1

 

در رابطه فوق،

K = شاخص شرایط روغنرسانی یا نسبت ویسکوزیته؛

ν = ویسکوزیته سینماتیک واقعی یا عملکردی روغن [2,4]، یا در واقع، میزان ویسکوزیته روغن تحت شرایط عملکردی استاندارد [5]؛ و

ν1 = ویسکوزیته نامی [2,4] یا حداقل ویسکوزیته مورد نیاز همان روغن [5] که تابعی از dm و N است.

با تعیین این شاخص، می توان به رژیم روغنرسانی (برای اطلاعات بیشتر در زمینه انواع رژیم های روغنرسانی، مطالعه پست «رژیم های روغنرسانی» در وبلاگ دانش روغنکاری توصیه می شود) و گرید روغن مناسب برای این برینگ پی برد. شاخص K ابتدا در تعیین رژیم روغنرسانی در برینگ مورد مطالعه اهمیت خود را نشان می دهد. شکل 11 را ببینید.

 

شکل 11: رژیم های روغنرسانی به برینگ و ارتباط آنها با شاخص K [4]

 

برای محاسبه این شاخص، سه روش وجود دارد که در پایان انتخاب براساس هر روش، نتایج جهت صحه گذاری و اعتبار سنجی با خروجی نرم افزار آنلاین https://www.skfbearingselect.com چک و مقایسه می گردد. ذکر این نکته لازم است که اسامی که روی هر یک از این سه روش توسط نویسنده این مقاله گذاشته شده، صرفا براساس منبعی است که هر یک از این روش های انتخاب روغن برای برینگ ها از آن استخراج شده است و قرارداد رسمی نیست:

 

5.1 روش اول: انتخاب از نمودار و جدول (روش SKF)

در این روش از دو نمودار استفاده می شود:

الف) نمودار قطر متوسط (dm) برحسب ν1 و سرعت دورانی (N) که هدف از آن، استخراج ویسکوزیته نامی یا ν1 است. استفاده از این نمودار سه مرحله دارد که در شکل 12 نشان داده شده است[5].


 

شکل 12: مراحل استخراج ویسکوزیته نامی (ν1) از نمودار قطر متوسط برینگ برحسب ویسکوزیته نامی و سرعت دورانی برینگ (N) [5]

 

همانطور که در نمودار مندرج در شکل 12 مشاهده می شود، ابتدا، قطر متوسط (dm) برینگ تعیین شده (نقطه 1 در شکل) و با رسم خطی عمود بر این نقطه بر محور افقی dm در نمودار شکل 12، تلاقی آن با خط مورب شاخص سرعت دورانی (N) برینگ (نقطه 2 شکل) مشخص شده و از آن نقطه، خطی افقی تا محور عمودی نمودار شکل 12 رسم می شود تا نقطه 3 بدست آید. این نقطه همان ویسکوزیته نامی روغن برینگ یا ν1 است.

اصل این نمودار (غیر آموزشی) در شکل 13 نشان داده شده است.


 

شکل 13: نمودار ویسکوزیته نامی برحسب dm و N [4]

 

در نمودار شکل 13، برینگ هایی که حاصلضرب Ndm آنها در محدوده کوچکتر-مساوی 10,000 قرار می گیرد (Ndm≤10,000 mm/min)، در منطقه سبز قرار می گیرند. از آنجا که احتمال بروز سایش در این تیپ از برینگ ها بالاتر از بقیه است، در روغنرسانی بدانها، استفاده از روغن هایی توصیه می شود که حاوی ادتیو های AW و EP در ساختار خود باشند (برای اطلاعات بیشتر در خصوص ادتیو های EP و نقش آنها در روغنرسانی، مطالعه پست «ادتیو های EP: انواع، کاربرد ها، و محدودیت ها» در وبلاگ دانش روغنکاری توصیه می شود).

منطقه قرمز به برینگ هایی اشاره دارد که حاصلضرب Ndm آنها برای برینگ هایی با قطر متوسط تا dm=200mm در محدوده بزرگتر- مساوی 500,000 (یعنی Ndm≥500,000 mm/min) و برای برینگ های بزرگتر از این، در محدوده بزرگتر- مساوی 400,000 (یعنی Ndm≥400,000 mm/min) قرار می گیرد. برینگ هایی که در این منطقه قرار می گیرند، از حساسیت بیشتری نسبت به دمای عملکردی برخوردارند. انواع بخصوصی از برینگ ها، اعم از spherical roller bearings و tapered roller bearings معمولا دارای دمای عملکردی بالاتری نسبت به انواع دیگر برینگ ها، مانند deep groove ball bearings (بلبرینگ های شیار عمیق) و cylindrical roller bearings تحت شرایط بارگذاری یکسان هستند. [4]

با توجه به موارد مندرج در مورد برینگ 22232CC/W33/C3، این برینگ با Ndm=223,425mm/min و dm=225mm در منطقه سبز شکل 13 قرار نگرفته و از این رو، الزامی به وجود ادتیو های EP و AW در روغن آن نیست. از سوی دیگر، این برینگ در منطقه قرمز شکل 13 نیز قرار نمی گیرد. بنابراین، حساسیت ویژه ای نسبت به دمای عملکردی آن وجو ندارد. مقدار ویسکوزیته نامی روغن برابر با ν1=8 از نمودار شکل 13 استخراج می گردد.

 

- نمودار دمای عملکردی برحسب ویسکوزیته واقعی (ν) که هدف از آن، استخراج ویسکوزیته واقعی روغن در دمای عملکردی و سپس، تعیین حداقل ویسکوزیته لازم برای روغن برینگ در دمای 40 درجه سلسیوس است. استفاده از این نمودار دو مرحله دارد (شکل 14 را ببینید). بدین ترتیب که ابتدا مقدار ویسکوزیته نامی (ν1) را روی محور ویسکوزیته پیدا کرده (نقطه 3) و خطی افقی از آن رسم می کنیم. سپس، درجه حرارت عملکردی برینگ را روی محور آن مشخص کرده و از آن نقطه، خط عمودی رسم می کنیم (نقطه 4). تلاقی این دو خط افقی و عمودی، ویسکوزیته بین دو خط مورب گرید استاندارد روغن قرار می گیرد. سپس از این نقطه به موازات خط مورب گرید های استاندارد روغن، خطی رسم می کنیم که با خط عمود رسم شده از نقطه دمایی 40 درجه سلسیوس تلاقی کرده و این نقطه تلاقی بیانگر ویسکوزیته لازم برای روغن آن برینگ در دمای 40 درجه سلسیوس خواهد بود.


 

شکل 14: مراحل استخراج ویسکوزیته حقیقی (ν) از نمودار دمای عملکردی برینگ برحسب ویسکوزیته [5]

 

اصل این نمودار (غیر آموزشی) در شکل 15 نشان داده شده است.

 

شکل 15: نمودار ویسکوزیته حقیقی برحسب دمای عملکردی برینگ [6]

 

با توجه به موارد مندرج در مورد برینگ 22232CC/W33/C3، این برینگ مقدار ویسکوزیته حقیقی روغن آن در دمای عملکردی (80 درجه سلسیوس) برابر با ν=20 از نمودار شکل 15 استخراج می گردد. مقدار ویسکوزیته در دمای 40 درجه سلسیوس نیز از نمودار شکل 15 برابر با 30cSt استخراج می گردد.

پس از تعیین میزان ویسکوزیته روغن در دمای عملکردی و ویسکوزیته همان روغن برینگ در دمای 40 درجه سلسیوس، نوبت به تعیین گرید روغن برای آن برینگ می رسد. در روش SKF، با استفاده از جدول مقادیر متوسط، مینیمم، و ماکزیمم ویسکوزیته روغن ها در دمای 40 درجه سلسیوس (تعریف شده در استاندارد ISO 3448) مقدار بدست آمده برای گرید ویسکوزیته روغن تعیین می شود [4].

به جدول 1 نگاه کنید.

مطابق این جدول، گرید روغن مناسب برای برینگ مورد مطالعه روی ISO VG32 می ایستد. چراکه میزان ویسکوزیته بدست آمده از نمودار شکل 15 بین مقادیر مینیمم و ماکزیمم این گرید از روغن قرار می گیرد.

 

 

جدول 1: ویسکوزیته روغن های مختلف در دمای 40 درجه سلسیوس (مطابق استاندارد ISO 3448) [4]

 


بدین ترتیب، مقدار شاخص روغنرسانی به این برینگ برابر با K=ν/ν1=20/8=2.5 محاسبه می گردد. این مقدار از K در بهترین بازه برای روغنرسانی به برینگ ها قرار دارد [7]، بنابراین، می توان گفت که این مقدار از شاخص روغنرسانی، عمر مفید خوبی را برای این برینگ نوید می دهد. شکل 16 را ببینید.

 

شکل 16: نمودار میزان K برحسب شاخص طول عمر برینگ [7,8]

 

وقتی مقدار K در محدوده کوچکتر - مساوی از 4 و بزرگتر از 0.1 قرار می گیرد. قرارگیری K در این محدوده نشاندهنده لزوم روغنرسانی به المان های غلتشی (Rolling Elements) برینگ در حالت Mixed Lubrication می باشد (شکل 11 را ببینید). بدین ترتیب، با کاهش سطح تماس خشن بین المان های غلتشی برینگ با سطوح جامد محاط، لزوم استفاده از روغن هایی با ادتیو های EP و AW از میان می رود. هرچند، در صورت استفاده از گریس برای این حالت، توصیه بر آن است که ادتیو های AW همچنان در ترکیب گریس باقی بمانند. اما در مورد روغن، نیازی به این دو ادتیو نیست [4,5].

بر این اساس، و با توجه به جمیع نمودار های 12 تا 16 و جدول 1، روغن مناسب برای این برینگ بهران هیدرولیک T32 می باشد. این روغن از تیپ مینرال بوده و در کلاس روغن های هیدرولیک قرار می گیرد. در ساختار این روغن از ادتیو های AW تا اندازه ای استفاده شده است. اما، از همه مهمتر، شاخص ویسکوزیته مطلوب VI=150 این روغن است که آن را برای محدوده دمایی متغیر و شرایط عملکردی داغ (Hot Running Condition) مناسب می کند. (برای اطلاعات بیشتر درباره شرایط عملکردی داغ، مطالعه پست «داغ شدن برینگ ها» در وبلاگ دانش روغنکاری توصیه می شود).

مشخصات این روغن در جدول 2 نشان داده شده است.

 

جدول 2: مشخصات عملکردی روغن های هیدرولیک سری T (منبع: بهران)

 

اکنون، قبل از اینکه به بررسی دو روش باقیمانده بمنظور تعیین گرید روغن برای این برینگ بپردازیم، شایسته است که نتیجه تقریب انجام شده با روش SKF را با نتایج حاصل از نرم افزار آنلاین محاسبه مشخصات برینگ های SKF مقایسه کنیم. این نرم افزار در آدرس https://www.skfbearingselect.com قابل دسترسی است. با استفاده از این نرم افزار و ورود مشخصات برینگ 22232CC/W33 در آن، اعمال سرعت دورانی N=933rpm، و تنظیم دمای داخل 80 و دمای خارج 75 درجه سلسیوس برای پوسته این برینگ، و در نهایت انتخاب سیستم روانکاری با استفاده از روغن بدون فیلتر از نوع Oil Bath و خالی گذاشتن چک باکس Proven effective EP additive در تنظیمات نرم افزار، خروجی بصورت جدول شماره 3 نمایان می گردد:

 

جدول 3: مشخصات روانکاری روغن مصرفی در برینگ 22232CC/W33 براساس خروجی نرم افزار آنلاین محاسبه مشخصات عملکردی برینگ SKF (منبع: skfbearingselect.com)

 


بدین ترتیب، اگر بخواهیم مقایسه ای بین مقادیر استخراج شده از نمودار های 12 تا 16 و مقادیر خروجی از نرم افزار SKF داشته باشیم، شاهد اختلاف بسیار اندکی هستیم و نتیجه حاصله عملا یکی است: روغن ISO VG 32. جدول 4 را ببینید.

 

جدول 4: مقایسه ای از نتایج استخراجی حاصل از روش اول تعیین ویسکوزیته روغن مصرفی در برینگ و نتایج استخراجی از نرم افزار SKF

 


همانطور که در جدول 4 نیز دیده می شود، اختلاف نتایج قابل اغماض است. اما، نکته ای که در اینجا جلب توجه می کند، اختلاف فاحش میان گرید روغن انتخاب شده براساس روش اول (که براساس خروجی نرم افزار SKF صحه گذاری نیز شده است) با پیشنهاد سازنده تجهیز (ESSO Spartan EP100 یا Shell Turbo Oil 100) می باشد. شکل 7 را ببینید.

در این مرحله، فارغ از اینکه دو روغن پیشنهادی سازنده تجهیز معادل یکدیگر محسوب نمی شوند (این دو روغن از نظر کلاس عملکردی با یکدیگر متفاوتند)، نه تنها از نظر گرید ویسکوزیته (ISO VG100)، بلکه از نظر وجود ادتیو های EP و AW نیز برای این برینگ مناسب نیستند. چراکه براساس نتیجه گیری حاصل از نمودار شکل 13، نیازی به حضور این دو ادتیو در روغن مصرفی برینگ 22232CC/W33/C3 نیست!

اما، علت این اختلاف فاحش در نتیجه گیری حاصل از نمودار های روش اول و توصیه سازنده تجهیز چیست؟! و در عین حال، اکنون چه روغنی برای برینگ شماره 22232CC/W33/C3  مناسب است؟ ISO VG32 یا ISO VG100؟ پاسخ به این دو سوال را در ادامه این مقاله خواهیم یافت.

اکنون، با مرجع قرار دادن نتایج روش SKF (روش اول)، روش های دوم و سوم را امتحان می کنیم.

 

5.2 روش دوم: انتخاب از نمودار و تقریب ریاضی (روش STLE)

در این روش، تمامی مراحل انتخاب ویسکوزیته روغن تا قبل از ویسکوزیته نامی در دمای 40 درجه سلسیوس مانند قبل است. با این تفاوت که پس از انتخاب ویسکوزیته روغن با توجه به دمای عملکردی برینگ از نمودار شکل 14، بجای اینکه خط موربی از نقطه شماره 3 روی نمودار شکل 13 به سمت دمای 40 درجه سلسیوس رسم شود، میزان ویسکوزیته در دمای عملکردی که از روی نمودار بدست آمده است را ضربدر 3 کرده و نقطه نشاندهنده عدد بدست آمده را روی محور y (نماینده ویسکوزیته برحسب mm2/sec) را پیدا می کنیم. این نقطه روی محور y که نمونه آن در شکل 17 نشان داده شده است، بیانگر گرید ویسکوزیته روغن مصرفی خواهد بود. نقطه تلاقی دو محور افقی و عمودی، بین دو منحنی در مرکز نمودار قرار خواهد گرفت. معیار انتخاب گرید روغن، آن نموداری است که در مرتبه بالاتر قرار گرفته باشد [8].

 

شکل 17: نحوه تقریب گرید ویسکوزیته روغن برینگ براساس روش STLE [8]

 

بدین ترتیب، میزان ویسکوزیته روغن در دمای عملکردی برابر خواهد بود با حاصلضرب ویسکوزیته نامی در عدد 3؛ یعنی: V@operating temperature = V1 × 3 که در مورد برینگ موضوع این مقاله، خواهیم داشت:

 

8 × 3 = 24 mm2/sec

 

بدین ترتیب، برای برینگ مورد مطالعه این مقاله، و با استناد به روش STLE و نمودار 17، روغن مناسب برای این برینگ از آنجا که بین دو منحنی ISO VG68 و ISO VG100 قرار می گیرد، بنابراین گرید روغن ISO VG100 خواهد بود.

این نتیجه، گرچه با نتایج حاصل از روش SKF و جدول 3 مغایر است، اما، نتیجه ای نزدیک به توصیه سازنده تجهیز را ارائه می دهد.

 

5.3 روش سوم: پیش فرض K و انتخاب از نمودار (روش BALDOR)

در این روش، ابتدا مقدار V1 از نمودار شکل 13 انتخاب می شود. اما، بجای محاسبه شاخص روغنرسانی K، براساس مقدار V انتخابی از نمودار، مقدار آن از قبل و براساس داده های جدول 5 انتخاب شده و مقدار V با توجه به در دست داشتن مقادیر V1 و K محاسبه می شود.

 

جدول 5: مقادیر شاخص روغنرسانی K براساس نوع برینگ [2]


واضح است که مقدار K براساس معیار جدول 5 باید برابر با K=2 باشد. بدین ترتیب، مقدار V1 بصورت زیر محاسبه می شود:

 

K=V/V1

2=V/8

V=16mm2/sec

 

با قرار دادن V1=16mm2/sec در نمودار شکل 15، میزان گرید ویسکوزیته مناسب برای روغنرسانی به برینگ موضوع این مقاله برابر 84 بدست می آید که بین دو خط ISO VG68 و ISO VG100 قرار می گیرد. بنابراین، گرید روغن پیشنهادی براساس روش BALDOR نیز همانند روش STLE به ISO VG100 ختم می شود.

 

اکنون، بعنوان نتیجه امر، با دو پیشنهاد مواجهیم:

اول) روغن ISO VG32 که توسط نرم افزار SKF تایید شده است (حاصل روش اول)؛ و

دوم) روغن ISO VG100 که توسط سازنده پیشنهاد شده و از روش های دوم و سوم بدست آمده است.

کدام پیشنهاد صحیح است؟ اگر سازنده تجهیز اشتباه کرده باشد چه؟ چطور می توان فهمید یا ثابت کرد که سازنده این تجهیز اشتباه کرده است؟ و تازه اگر اشتباه کرده باشد، آیا صحت انتخاب روغن برای برینگ ها براساس روش های STLE  و BALDOR که از منابع معتبری استخراج شده اند، زیر سوال می رود؟

نکته ای که در ابتدا، در بررسی منابع [2] و [8] جلب نظر می کند، استفاده مکرر از واژه Lubricant بجای Oil است. این بدان معنی است که روش های STLE و BALDOR تنها به انتخاب روغن محدود نیستند و احتمالا برای انتخاب روغن پایه گریس مناسبند. این فرضیه، زمانی تقویت می شود که به جدولی از SKF با عنوان «SKF bearing grease selection chart» مراجعه کنیم. جدول 6 را ببینید.

 

جدول 6: چارت انتخاب گریس مناسب برای برینگ ها (منبع: SKF)

 

در جدول 6، از چپ به راست، ستون یازدهم با عنوان «Base Oil Viscosity» درج شده است. وقتی از این ستون پایین می رویم، به گریسی با گرید ویسکوزیته روغن 96mm2/sec در دمای 40 درجه سلسیوس برمی خوریم. این گریس LGHP2 نام دارد. که در ستون کاربرد یا همان «Application Example» مقابل ردیف آن نوشته شده:

«موتور های الکتریکی؛ فن ها، حتی در سرعت های بالا؛ و بلبرینگ های پرسرعت در دماهای متوسط و بالا»

بدین ترتیب، نظریه ای که بالاتر مطرح شد، اثبات می شود. بدین ترتیب که روش های STLE و BALDOR برای تقریب گرید روغن مناسب برای گریس برینگ کارایی داشته و برای انتخاب روانکار در برینگ هایی که روغنرسانی بدانها با استفاده از مدار روغنرسانی صورت می پذیرد، مناسب نیستند.

می توان حدس زد که کارشناس روانکاری سازنده تجهیز از یکی از روش های BALDOR یا STLE برای تقریب گرید روغن مصرفی در این برینگ استفاده کرده و به ISO VG100 رسیده است. حال آنکه این گرید ویسکوزیته به روغنی اشاره دارد که قرار است تشکیل دهنده گریس باشد، نه روغنی که مستقیما با اجزای این برینگ در ارتباط است!

این اشتباه منجر به توصیه ای شده که در شکل 7 قابل مشاهده است و منجر به ایراد خسارت به مالک تجهیز شده است. حال آنکه اگر کارشناس روانکاری سازنده ایتالیایی تجهیز محاسبات خود را براساس نمودار شکل 13 انجام می داد، اصلا نیازی به توصیه روغن ESSO Spartan EP100 نمی کرد. چراکه برای برینگ شماره 22232CC/W33/C3 کوچکترین نیازی به استفاده از روغن حاوی ادتیوهای EP نیست. متاسفانه، علاوه بر توصیه نادرست سازنده تجهیز، استفاده از روغن PAG نیز در بروز خرابی و توقف عملکرد تجهیز (به شرح شکل های 3 و 4) مزید بر علت شده است. روغن PAG در این برینگ کارایی چندانی ندارد. چراکه میزان TAN آن بالاست (شکل 2 را ببینید) و با توجه به نامناسب بودن گرید ویسکوزیته، خیلی زود شروع به تجزیه شدن و شکست ساختاری کرده و با تشکیل تصاعدی لجن در آن، عملا تبدیل به گریس می شود (شکل های 3 و 4). روند افزایش ویسکوزیته و رفتار اسیدی در روغن PAG بعنوان مکمل یکدیگر عمل کرده و به تدریج موجب فساد کلی ساختار روانکار را فراهم می آورند. چیزی که در نتایج واصله از آزمایشگاه در شکل های 5 و 6 مشهود است.

البته در اینجا شایسته بود که روغن بهران هیدرولیک T32 در برینگ 22232CC/W33/C3 شارژ شده و عملکرد تجهیز در آزمایشگاه تجربی از منظر افزایش دما و رفتار ارتعاشی مورد مداقه قرار می گرفت. اما، متاسفانه چنین امکاناتی در اختیار بنده و شخص سوال کننده قرار نداشت. لذا، ناگزیر از بسنده کردن به همین نتیجه شدیم!

 

منابع و مواخذ: در نگارش این مقاله از منابع زیر استفاده شده است که جهت مطالعه بیشتر فهرست شده اند:


1. K. Bartley, Understanding lubrication from the bearing’s perspective, Plant Engineering, June/10/2019, https://www.plantengineering.com/articles/understanding-lubrication-from-the-bearings-perspective/

 

2. Baldor Dodge, Oil Viscosity Selection, C.O. Engineering - Bearings and PT Components, 05/01/2001.

 

3. غلامرضا کاظمی، دمای مجاز برینگ ها، گردآوری و ترجمه، مرداد 1398، rkazemie@gmail.com

 

4. SKF, Lubrication condition – the viscosity ratio: K, www.skf.com/group/products/bearings-units-housings/principles/bearing-selection-process/bearing-size/size-selection-based-on-rating-life/lubrication-condition-viscosity-ratio/index.html

 

5. KLÜBER Lubrication, Tips and advice for the lubrication of rolling bearings, Special knowledge series, B013002002 / Edition 11.11, 2011, pp3-7.

 

6. FAG, Rolling Bearing Lubrication, Publ. No. WL 81 115/4 EA, 2002, p7.

 

7. D. Lauer, Tribology: The Key to Proper Lubricant Selection, Klüber Lubrication, Machinery Lubrication, 3/2008.

 

8. M. Johnson, Selecting the correct lubricant for element bearings, Tribology & Lubrication Technology, Aug. 2008, pp20-24, www.stle.org.

 

 

احمدرضا #امینیان چهارشنبه 20 شهریور 1398 ساعت 01:54
3 نظر

اصول انتخاب کاسه نمد

با درود فراوان

هدف از پست حاضر، ارائه اطلاعات لازم بمنظور انتخاب یک کاسه نمد در سیستم های مکانیکی با سیال عامل روغنی است. بدین منظور، پس از ارائه مقدمه ای کوتاه، به معرفی این قطعه مکانیکی خواهیم پرداخت و در ادامه متریال های تشکیل دهنده و ساختار های مختلف آن را بررسی خواهیم کرد و در انتها، راهکار های لازم برای انتخاب صحیح کاسه نمد معرفی خواهد شد.

 

1.      مقدمه

هر یک از کارشناسان حوزه تعمیر و نگهداری که تاکنون، حداقل یکبار، یک پمپ یا گیربکس را باز و تعمیر کرده باشند یا حداقل شاهد این فرآیند بوده باشند، مشاهده کرده اند که یکی از قطعاتی که پس از باز کردن یک تجهیز روتاری حتما تعویض می شود کاسه نمد یا Lip Seal است. چراکه این قطعه معمولا در زمان باز کردن مجموعه صدمه دیده یا فاقد ارزش مونتاژ مجدد تشخیص داده می شود. راستش را بخواهید (!)، دلیل اصلی توقف کار تجهیز و بیرون کشیدن آن بخش از تجهیز بدلیل نشتی همان کاسه نمد است! اما، از شوخی گذشته، کاسه نمد یکی از مهمترین قطعات مکانیکی یک تجهیز روتاری به شمار می رود. وظیفه اصلی کاسه نمد جلوگیری از بیرون ریختن روغن یا گریس از مدار روغنرسانی، و در عین حال، جلوگیری از ورود آلاینده های محیطی به مسیر گردش روغن یا گریس است. بدین ترتیب، کاسه نمد در همه تجهیزات یک پلنت پیدا می شود. بنابراین، آشنایی با ساختار آن، حالات خرابی آن، و نحوه انتخاب آن برای تمامی مهندسین سرویس، تعمیر، و نگهداری ضروری می نماید.

 

2.      هدف از کاسه نمد

هدف اولیه از نصب کاسه نمد در یک تجهیز روتاری، جلوگیری از ورود آلاینده های محیطی به درود مدار روغنرسانی و در عین حال، حفظ حجم روغن از طریق آببندی منافذ این مدار است. در واقع، کاسه نمد مانند یک دیوار حائل عمل می کند که جلوی خروج روغن را گرفته و همزمان مسیر عبور روغن را از ورود گرد و خاک ایمن نگاه می دارد. از دیدگاه فیزیکی، کاسه نمد این دو عمل همزمان را براساس حفظ اصل اصطکاک با سطح مونتاژی مقابلش انجام می دهد (چیزی که به آن Counterpart گفته می شود). به همین سادگی! و درست به دلیل همین سادگی است که کاسه نمد در گستره وسیعی از تجهیزات دوار، از پرسرعت گرفته تا کم سرعت، و در بازه دمایی کمتر از صفر تا کمی بیشتر از 250 درجه سلسیوس کاربرد دارد.

 


شکل 1: نمایی شماتیک از نحوه عملکرد دوگانه کاسه نمد (منبع: Noria)

 

همانطور که گفتیم، کاسه نمد برای اینکه بازدهی خوبی داشته باشد باید در تماس کامل با سطح مونتاژی اش (که اغلب در حال دوران است) بوده و کیفیت این تماس حفظ شود. این کیفیت تابع عواملی چون انتخاب صحیح کاسه نمد، نصب صحیح، و نگهداری مناسب از آن پس از نصب تا دوره بعدی تعمیرات و دستور توقف کار تجهیز است. عدم توجه به هر یک از این عوامل می تواند اثر مخربی بر کیفیت عملکرد کاسه نمد داشته باشد. شخصا کاسه نمد های متعددی را دیده ام که بلافاصله پس از نصب شروع به نشت روغن کرده اند! این خرابی بیشتر ناشی از عدم نصب صحیح است. در برخی دیگر از موارد، کاسه نمد هایی بوده اند که ابتدا پس از نصب شروع به نشت کرده و سپس به مرور زمان (کم و بیش) نشتی آنها به صفر می رسد. چنین رفتاری بیشتر بدلیل نوع موادی است که کاسه نمد از آنها تشکیل شده است. چراکه برخی الاستومر ها برای چسبندگی لازم به سطح آببند شفت به زمان بیشتری نسبت به سایرین نیاز دارند.

 

3.      انتخاب کاسه نمد

اولین عامل در حفظ کیفیت عملکردی یک کاسه نمد، انتخاب صحیح آن است. هر مهندسی، در زمان انتخاب مواد، به چند عامل اصلی توجه می کند که اولین آنها دمای محیطی است که قرار است آن ماده (یا قطعه) در آن قرار گرفته و عملکرد داشته باشد. در مورد کاسه نمد ها، سه عامل زیر در انتخاب مواد دخیل است:

-         دمای عملکردی (معمولا بصورت بازه دمایی بیان می شود)؛

 

-         نوع روغن (یا گریس) مورد استفاده در مدار روغنرسانی؛ و

 

-         شرایط عملکردی

 

یکی از رایجترین متریال های مورد استفاده در ساخت کاسه نمد ها الاستومری است که تحت عناوین مختلفی مانند لاستیک های نیتریل دار، NBR یا Buna-N از آن در متون مختلف مهندسی یاد می شود.

اما، الاستومر چیست؟

کمیته فنی ASTM  الاستومر را به شکل زیر تعریف می کند:

«الاستومر ماده ای پلیمری است که در دمای اتاق قادر به کش آمدن، حداقل باندازه دو برابر طول اولیه خود بوده و بلافاصله پس از آزاد سازی، قادر به بازگشت به اندازه اولیه خود باشد.»

اما، فارغ از این تعریف کلاسیک، الاستومر ها گونه ای از مواد مهندسی هستند که خاصیت کشسانی یا واجهندگی  آنها بر دیگر خواص مهندسی مورد انتظار از آنها ارجحیت داشته باشد و به همین دلیل، گاهی در طراحی اجزا، از این دسته از مواد با عنوان لاستیک ها نیز یاد می شود که عبارت صحیح تر برای آن در زبان پارسی کشپار است.

از لحاظ ساختاری، الاستومر ها از زنجیره های ملکولی تشکیل شده اند که میل زیادی به ایجاد کلاف های مارپیچ (درست به شکل فنر های حلقوی) از خود نشان می دهند. این کلاف های مارپیچ در انتهای زنجیره به یکدیگر متصل شده و ساختار الاستومر را تشکیل می دهند. همین ساختار منحصر بفرد است که امکان تحمل بازه وسیعی از انواع تنش های مهندسی را به ساختار های الاستومریک می دهد.

الاستومر ها، فارغ از مصنوعی یا طبیعی بودنشان، با کامپاند سازی قابلیت استفاده پیدا می کنند. چراکه در حالت خام، الاستومر ها موادی نرم و چسبناک در گرما و سخت و شکننده در سرما بوده و همین کاربرد های مهندسی آنها را بشدت محدود می کند. پس، در راستای بهبود خواص مهندسی آنها، اضافه کردن برخی از افزودنی های شیمیایی به ترکیب الاستومر ها باعث بهبود خواص کشسانی، استحکامی، سختی، پیرسازی، رنگ پذیری، و... بسیار رایج است. در عین حال، استفاده از افزودنی های شیمیایی، در حین فرآیند پخت، به ساختار های الاستومریک کمک می کند که بازه های دمایی بالاتری را تحمل کرده و خواص اولیه خود را حفظ کنند.

بسته به کاربرد الاستومر، مشخصات عملکردی خاصی از آن انتظار می رود.

اکنون که به تعریف اولیه ای از الاستومر رسیدیم، به تعریف خواص NBR یا Buna-N می پردازیم:

لاستیک های نیتریلی از محصولات اولیه صنعت لاستیک آلمان در اوایل قرن بیستم هستند که در آن زمان با عناوینی چون Perbunan یا Buna-N شناخته می شدند. از نظر ساختار شیمیایی، لاستیک های نیتریلی را می توان کوپلیمری از بوتادیِن و اکریلونیتریلCH_2=CH-C=N) ) دانست. این ساختار، یکی از پرمصرفترین الاستومر های مهندسی شده در صنعت است که البته کاستی ها و خواص ویژه خود را دارد. بعنوان مثال، زیاد نمی توان در کاربرد های پرسایش روی این دسته از لاستیک ها حساب ویژه ای باز کرد. البته، برای این مشکل نیز مثل همیشه راه حل مخصوصی وجود دارد. مانند XNBR که از واریته های کربوکسیلیک کوپلیمر های بوتادیِن - اکریلونیتریل به شمار آمده و از مقاومت به سایش بهبود یافته ای برخوردار است. از مزایای مهندسی لاستیک های NBR می توان به قیمت مناسب، مقاومت شیمیایی خوب در برابر ترکیبات نفتی، مقاومت به برودت، و تمایل اندک به ازدیاد حجم اشاره کرد. در واقع، همین مقاومت شیمیایی خوب NBR ها به انواع سوخت ها و حلال های هیدروکربنی بود که آنها را به جایگزینی مناسب برای سیستم های سوخترسانی (بجای نئوپرن ها) تبدیل کرد. اما، NBR ها نقاط ضعفی نیز دارند که کاربرد های صنعتی آنها را محدود می کند. مانند مقاومت ضعیف در برابر نور آفتاب و اُزن که آنها را برای کاربرد های صنعتی که در معرض شرایط آب و هوایی (مانند تابش نور خورشید، باران، عبور مداوم هوا، و...) باشند، نامناسب می کند.

با توجه به مقاومت خوب این دسته از لاستیک ها به انواع سوخت ها و حلال های هیدروکربنیک، استفاده از NBR ها در تولید انواع المان های لاستیکی سیستم های سوخترسانی (مانند انواع شیلنگ، روکش داخلی مخزن سوخت، دیافراگم کاربراتور، گسکِت ها، و...) رواج بسیار دارد.

لاستیک های Buna-N در بازه دمایی وسیعی (تقریبا از چند درجه زیر صفر تا بیش از 130 درجه سلسیوس) کاربرد خود را حفظ می کنند.

از جمله مواد دیگری که در ساخت انواع کاسه نمد رواج بسیار دارد، لاستیک Viton است. ویتون نام تجاری برای الاستومر هایی است که در مهندسی با عنوان عمومی FKM شناخته می شوند.

عبارت FKM  نام عمومی برای فلوئورو الاستومر هایی است که در ساختار اشباع شده خود از وجود پلیمر های هیدروکربنی فلوئور دار بهره می برند. این ساختار اشباع شده خود حاصل پلیمریزاسیون مونومر های فلوئورینه ای مانند وینیلیدِن فلوراید، هگزا فلوئوروپروپِن، و تترا فلوئورو اِتیلِن  است. حاصل چنین ساختاری، لاستیکی مصنوعی با سطح عملکردی بسیار بالا است که مقاومت بی نظیری به انواع حلال های هیدروکربنی، انواع مواد شیمیایی، و بازه حرارتی وسیع دارد. در ابتدا، از FKM بمنظور ساخت انواع اُرینگ در محیط های عملکردی سخت و شدید (مانند الزام به دوام در برابر انواع خورنده های شیمیایی در دما های بالا) استفاده می شد. اما، قابلیت های این الاستومر، بعد ها، آن را به انتخابی بی بدیل در حوزه خوردگی شیمیایی و داغ تبدیل کرد. ترکیبات الاستومریک عضو خانواده FKM با نام های تجاری مختلفی عرضه شده اند که از میان معروفترین آنها می توان بهViton ، Fluorel ، و  Technoflonاشاره کرد.

مانند سایر لاستیک ها، FKM  نیز قابلیت ترکیب با مجموعه متنوعی از افزودنی های شیمیایی و تشکیل کامپاند های خاص، با خواص مهندسی ویژه، برای اهداف خاص مهندسی را دارا است. اما، در این میان، یکی از خواص بسیار مهم FKM بازیابی خواص مکانیکی در بارگذاری های مختلف است که از آن جمله می توان به مانایی فشاری و برجهندگی در دما های متفاوت اشاره کرد.

از دیدگاه تجهیزات روتاری، از آنجا که فلوئورو الاستومر ها از ساختار شیمیایی کاملا اشباع شده ای برخوردارند، نسبت به نفوذ هوا (هوا زدگی)، نور آفتاب، شوک حرارتی، و بویژه، تخریب ناشی از اُزن مقاومت عالی از خود نشان می دهند. آزمایش های تجربی در این حوزه نشان داده است که قطعات ساخته شده از FKM پس از 13 سال قرارگیری در معرض تابش مستقیم نور خورشید فلوریدا هیچ آثاری از تخریب، رنگ پریدگی، ترک، و... از خود نشان نداده اند. آزمایش های انجام شده روی این دسته از لاستیک ها در خصوص مقاومت به تخریب ناشی از نفوذ اُزن نیز نشان دهنده عدم تاثیر پذیری مطلق فلوئورو الاستومر ها از اُزن است. بعنوان نمونه، طی آزمایش خم کردن نمونه FKM روی یک حلقه با حضور اُزن باندازه 100ppm در دمای 38 درجه سلسیوس و بمدت بیش از یکسال هیچگونه آثاری از ترک در نمونه آزمایشی یافت نشد. همین آزمایش در مرحله بعد و با همان غلظت اُزن در دمای 180 درجه سلسیوس و بمدت چند صد ساعت انجام شد که نتیجه مشابهی داشت. شایان ذکر است که اغلب استاندارد های صنعتی تست اُزن را در غلظت 0.5ppm الزام کرده اند!

از دیدگاه مقاومت شیمیایی، لاستیک های FKM از مقاومت بسیار خوبی در برابر انواع حلال های شیمیایی (مانند بنزن، زایلن، و...)، هیدروکربنی (مانند انواع روغن، بنزین، گازوییل، و...)، و انواع کلرینه برخوردار است. البته، بمنظور ایجاد خصیصه مقاومت به اسید های معدنی داغ، بخار آب، و آب داغ به فرمولاسیون های سفارشی از FKM احتیاج است. از سوی دیگر، اما، استفاده از فلوئورو الاستومر ها در محیط های حاوی اِتِر، اِستِر، و کِتون های با وزن ملکولی کم توصیه نمی شود. در عین حال، لاستیک های FKM در برابر اسید های هیدروفلوئوریک و کلروسولفونیک داغ انتخاب خوبی نیستند. بنابراین، از دیدگاه کاربرد های خودرویی، فلوئورو الاستومر ها بیشتر در جا هایی مناسب هستند که الزام به مقاومت شیمیایی، در عین دمای بالا، و حفظ خواص مکانیکی وجود داشته باشد. از جمله بخش هایی از تجهیزات دوار که چنین الزاماتی از طراحی را شامل می شوند می توان به قطعات توربوشارژ، درزگیر های سیستم سرمایش، درزگیر های مانیفولد دود، عایق های صوتی، و انواع آببند های سوخت، آب، و روغن اشاره کرد.

ویتون یا همان FKM دارای بازه دمایی عملکردی وسیعتری نسبت به Buna-N بوده و از حدود منفی بیست درجه سلسیوس تا بیش از 200 درجه سلسیوس را پوشش می دهد.

برای ساخت کاسه نمد ها استفاده از الاستومر ها، یا حتی ترموپلاستیک های دارای خواص الاستومریک نیز معمول است که هر یک با توجه به بازه دمای عملکردی و نوع روغن بکار رفته در مدار روغنرسانی یا حتی گریس قابل سفارش بوده و از آن جمله می توان به Aflas، Simiriz، لاستیک های نیتریلی کربوکسیله، فلوئوروسیلیکون ها، لاستیک های HSN یا Highly Saturated Nitrile، پلی اورتان ها، پلی اکریلیت ها، FEP ها، و لاستیک های سیلیکونی اشاره کرد که در این پست امکان پرداختن به تمامی آنها نیست.

 

پس از آنکه متریال تشکیل دهنده کاسه نمد انتخاب شد، باید به سراغ نوع ساختار آن رفت. چراکه انتخاب ساختار مناسب برای یک کاسه نمد تاثیر عمیقی روی کیفیت عملکرد آن در یک کاربرد خاص دارد. در سال های دور، کاسه نمد چیزی نبود جز یک تکه چرم مصنوعی که به قطعه ای فلزی و پهن (شبیه واشر) چسبانده شده بود. اما، کاسه نمد هایی که امروزه تولید می شوند، از بخش های متفاوتی تشکیل شده اند که هر یک (بسته به کاربرد مورد انتظار از کاسه نمد) به چسبندگی بهتر آن و حفظ الگوی اصطکاک کمک می کنند. مسلما، ساختار های متفاوت کاسه نمد از الگوی چسبندگی متفاوتی برخوردار بوده و می توانند بمنظور بهبود یا حفظ اصطکاک خود از فشار فنر بهره ببرند یا نه. کاسه نمد هایی که فنری نیستند ارزانترند و بیشتر برای سرعت های چرخشی پایین مناسبند؛ مانند شفت های سنگینی که با گریس یا روغن های با ویسکوزیته بسیار بالا روانکاری می شوند. اما، در کاربرد های سبک و پرسرعتی که اغلب از روغن های با ویسکوزیته معمول برای روانکاری استفاده می کنند، استفاده از کاسه نمد های فنردار رواج دارد.

در نصب کاسه نمد شایسته است موارد زیر مورد توجه قرار گیرد:

-         الاستومر تشکیل دهنده کاسه نمد خراب یا فاسد نشده باشد (هیچگونه آثاری از ترک، شکستگی، ریش ریش شدگی در لبه ها، و...قابل مشاهده نباشد)؛

 

-         بدنه فلزی یا کامپوزیتی کاسه نمد سالم باشد (عاری از هرگونه ترک، شکستگی، لبه های تیز، پلیسه، و...)؛

 

-         در صورت فنری بودن، فنر ها درست جا زده و همگی سرجای خود باشند. در عین حال، فنر ها نباید دفرمه بوده یا تحت فشار یا کشش موضعی باشند؛

 

-         سطح کاسه نمد و شفت مونتاژی باید قبل از نصب کاملا تمیز شده و عاری از گرد و غبار، آثار زنگ زدگی، و انواع کثیفی باشد؛

 

-         روانکاری که برای مونتاژ اولیه، پیش راه اندازی، یا نصب بکار می رود باید با روغن یا گریسی که در زمان عملکرد تجهیز مصرف می شود کاملا سازگار یا منطبق باشد؛

 

-         مشخصات بدنه و بخش الاستومریک کاسه نمد با آنچه که روی بسته بندی یا کاتالوگ نوشته شده است، منطبق باشد؛

 

-         کاسه نمد در همان جهتی نصب شود که در مونوآل یا راهنمای تعمیرات تجهیز نوشته شده است؛

 

-         سطح شفت عاری از هرگونه ناهواری، ترک، خرابی سطوح، زبری، زدگی، و... باشد؛

 

-         سوراخ کاسه نمد لبه های نرم و بدون پلیسه ای داشته و عاری از ترک های ریز، شکستگی، و نظایر آن باشد؛

 

-         کارگاه محل عملیات تعمیر، نگهداری، یا سرویس تجهیز که عمل تعویض کاسه نمد و پیش روغنکاری در آن انجام می شود، باید مجهز به سیستم تهویه بوده و ترجیحا جریان هوای ورودی به آن تصفیه شود؛

 

-         در تعویض کاسه نمد از ابزار های توصیه شده در منوآل یا راهنمای تعمیر و نگهداری یا سرویس تجهیز استفاده شود تا احتمال صدمه رسانی به کاسه نمد یا سطوح مونتاژی آن به حداقل برسد؛

 

-         در زمان نصب، اطمینان حاصل شود که فشار و کشش بصورت مساوی روی همه بخش های کاسه نمد تقسیم شده باشد تا از احتمال بروز ترک در بخش های مختلف کاسه نمد جلوگیری شود

 

یکی از نکات موثر در نگهداری از کاسه نمد ها و حفظ کیفیت عملکرد آنها در بازه زمانی تعیین شده در راهنمای تعمیر و نگهداری تجهیز، تمیز نگاه داشتن روغن عامل در سیستم روغنرسانی است. چراکه ورود هرگونه ذرات آلاینده جامد به فصل مشترک تماس کاسه نمد با شفت می تواند منجر به تخریب سطوح شفت شده و به تدریج سبب ایجاد پستی و بلندی ها و ناهمواری های بسیار ریزی در سطح محل مونتاژ کاسه نمد به شفت شود. این ناهمواری ها به تدریج عمق و ارتفاع بیشتری گرفته و نه تنها موجب نشتی روغن از محل اتصال کاسه نمد می شوند، بلکه اجازه ورود گرد و غبار و کثیفی های محیطی را به جریان روغن سیستم روانساز را خواهند داد. بدین ترتیب، ظرف مدت زمانی کوتاه نه تنها کاسه نمد کیفیت عملکردی خود را از دست داده و نیاز به تعویض پیدا خواهد کرد، بلکه روغن عامل نیز کثیف شده و نیازمند تعویض خواهد بود و هر دو اینها یعنی توقف کار تجهیز و تحمیل هزینه های عملیاتی، نگهداری، و تعمیراتی به پلنت.

یکی از مواردی که نویسنده این مقاله به کرات در سایت ها و کارخانجات صنعتی بمنظور کاهش ریسک ورود گرد و غبار به محل مونتاژ کاسه نمد دیده است، رنگ کردن لبه های کاسه نمد است! این عمل اشتباه بزرگی است! چراکه علاوه بر برهم زدن الگوی توزیع دما در اطراف کاسه نمد (ضریب انتقال حرارت هدایتی رنگ بعنوان یک لایه اضافی ضخیم معمولا بیشتر از کاسه نمد بوده و موجب تمرکز حرارت می گردد. این تمرکز حرارتی، حتی در حد چند درجه سلسیوس، می تواند موجبات تخریب تدریجی و کاهش عمر کاسه نمد را فراهم آورد)، موجب جلب شدن گرد و غبار و تشکیل تدریجی توده ای از کثافت و لجن در لبه های کاسه نمد شده و عمر بخش الاستومریک آن را تحت الشعاع قرار می دهد.

اگر در زمان باز کردن و بیرون کشیدن کاسه نمد ایجاد خطوط شیاری روی سطح شفت مشاهده شد، این به معنای ورود ذرات آلاینده محیطی (گرد و غبار) به جریان روغن و آلودگی آن است. توجه به این نکته لازم است که اغلب این ذرات گرد و غبار از طبیعتی سیلیسی برخوردار بوده و با ورود ترکیبات نمک فلزی و شبه فلزی مانند کربنات کلسیم و ... در فصل مشترک کاسه نمد و سطح مونتاژی شفت، سطح شفت که از این نمک ها نرمتر است، دچار خراشیدگی می شود.

از دیگر دلایل کاهش عمر کاسه نمد ها می توان به تمرکز حرارتی اشاره کرد. با افزایش دما، فیلم روغن جاری در فضای محصور بین سطوح تبادل تنش نازک و نازکتر شده و بعنوان عاملی در تماس مستقیم بین سطوح درگیر تبادل تنش عمل می کند. گذشته از این، افزایش دما می تواند موجب تخریب و فساد بخش لاستیکی کاسه نمد شود که بیشتر به شکل باد کردگی یا ترک خوردگی خود را نشان می دهد. گفتنی است، براساس پایش های تجربی، به ازای هر 14 درجه سلسیوس افزایش دما در فصل مشترک بین کاسه نمد و شفت، عمر لاستیک های نیتریل دار به اندازه دو برابر کاهش می یابد.

از سوی دیگر، سرما و دما های پایین نیز می تواند برای عملکرد و دوام کاسه نمد مخرب باشد. از این رو، در صورتیکه تجهیز قرار است در دما های پایین کار کند، انتخاب کاسه نمد و روانکار آن باید با دقت بیشتری صورت پذیرد.

از دیگر دلایل رایج در کاهش عمر کاسه نمد ها، سهل انگاری در شارژ روغن در کارتل است. عبارتی که در کارگاه با عنوان «سرریز» یا Makeup از آن یاد می شود. در صورتیکه مدار روغنرسانی بنا به هر دلیل روغن کم کند، این حجم از دست رفته از روغن باید جبران شود و اگر این جبران صورت نگیرد، باعث خشک کار کردن برخی از اجزای سیستم و کاهش عمر آنها می شود. یکی از این قطعات کاسه نمد است که در صورت عدم رسیدن روغن، خشک شده و دیگر نمی تواند همراه با شفت حرکت کند. به تدریج شکننده شده و انعطاف پذیری خود را از دست می دهد. یکی از بارزترین نتایج این از دست رفتن انعطاف در کاسه نمد، نشت روغن است.

از دیگر دلایل کاهش عمر کاسه نمد و نشتی آن می توان به لنگی و عدم توازن شفت اشاره کرد. عیبی که با عنوان Runout شناخته شده و بیشتر ناشی از ناهمترازی یا Misalignment شفت در زمان نصب آن است. البته، عدم دقت در زمان ساخت شفت نیز بی تاثیر نیست! الاستومر های مختلف حدود تحمل متفاوتی از لنگی را اظهار می کنند. البته در این زمینه، کاسه نمد های فنری بهتر از انواع معمولی عمل می کنند.

بعنوان آخرین مورد، فشار بیش از حد تحمل کاسه نمد نیز می تواند یکی از دلایل بارز نشتی در کاسه نمد ها باشد. این حالت از خرابی معمولا در کارتل روغن پمپ ها و گیربکس ها پیش می آید. در زمان اعمال فشار بیش از حد به کاسه نمد، توصیه بر آن است که کاسه نمدی با ساختار مناسب انتخاب شود.

 

احمدرضا #امینیان یکشنبه 15 مهر 1397 ساعت 22:01
0 نظر