COMANDOS

HIDRÁULICOS

PNEUMÁTICOS  

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11ºº sseemmeessttrree 22000099

PREFÁCIO

Aos meus (minhas) queridos (as) alunos (as).

O material a seguir é o resultado da compilação do conteúdo de vários livros,

apostilas, artigos, etc. e da experiência acumulada ao longo dos anos dentro da área de

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS. De maneira alguma, este material busca

esgotar todo o conteúdo relacionado no programa da disciplina, nem tampouco é fonte única

para o desenvolvimento de atividades futuras, mesmo dentro da disciplina, mas antes, é uma

forma de orientar o estudo de tal disciplina fornecendo um ponto de partida para consultas e

direcionamentos. Este material dá suporte às aulas teóricas da disciplina COMANDOS

HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS do curso de Engenharia Mecânica, sendo

desenvolvidas e complementadas em sala de aula.

O conteúdo apresentado nas aulas expositivas deve ser enriquecido nas práticas de

laboratório, visitas técnicas e através da bibliografia e referências recomendadas.

O programa da disciplina acompanha o dinamismo das tecnologias, impondo revisões

periódicas para atualização deste material.

Espero que esta compilação oferecida a vocês possa abrir os horizontes dentro da área

de COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS em geral e ajude-os (as) no dia-a-dia

profissional de cada um (a).

Atenciosamente,

Prof.a. Mara Nilza Estanislau Reis

ÍNDICE

1ª PARTE – PNEUMÁTICA 14 151 – Considerações Gerais 152 – Características do Ar Comprimido 15

2.1 – Vantagens 162.2 – Desvantagens 16

3 – Produção do Ar Comprimido 163.1 – Compressores 173.2 – Simbologia 173.3 – Tipos de Compresssores 17

3.3.1 – Compressor de Embolo 183.3.1.1 – Compressor de Embolo com Movimento Linear 183.3.1.2 – Compressores de Membrana 20

3.3.2 – Compressor Rotativo 203.3.2.1 – Compressor Rotativo Multicelular 203.3.2.2 – Compressor Rotativo de Duplo Parafuso (2 Eixos) 213.3.2.3 – Compressor Roots 22

3.3.3 – Turbo Compressores 223.4 – Diagrama de Volume e Pressão Fornecida 223.5 – Refrigeração 233.6 – Lugar de Montagem 243.7 – Regulagem da Capacidade 24

3.7.1 – Readmissão do Ar By-Pass 253.7.2 – Partida e Parada Automática do Motor Elétrico 253.7.3 – Alívio nas Válvulas de Adminissão 26

3.8 – Manutenção 274 – Resfriamento 27

4.1 Resfriamento do Ar 274.1.1 – Intercooler 284.1.2 – Aftercooler 28

5 – Armazenamento e Distribuição do Ar Comprimido 295.1 – Reservatório de Ar Comprimido 29

5.1.1 – Localização 305.2 – Rede de Distribuição de Ar Comprimido 31

5.2.1 – Vazamentos 335.2.2 – Material da Tubulação 34

5.2.2.1 – Tubulações Principais 345.2.2.2 – Tubulações Secundárias 35

5.2.3 – Conexões para Tubulações 355.2.3.1 – Conexões para Tubos Metálicos 35

6 – Preparação do Ar Comprimido 366.1 – Impurezas 36

6.1.1 – Secagem por Absorção 376.1.2 – Secagem por Adsorção 386.1.3 – Secagem por Resfriamento 396.1.4 – Filtro de Ar Comprimido 40

6.1.4.1 – Funcionamento do Dreno Automático 426.1.5 – Regulador de Pressão com Orifício de Escape 436.1.6 – Regulador de Pressão sem Orifício de Escape 446.1.7 – Lubrificador 45

6.1.7.1 – Funcionamento do Lubrificador 456.1.8 – Unidades de Conservação 46

6.2 – Manutenção 477 – Elementos Pneumáticos de Trabalho 48

7.1 – Elementos Pneumáticos de Movimento Retilíneo 487.1.1 – Cilindros de Simples Ação 487.1.2 – Cilindro de Dupla Ação 50

7.1.2.1 – Cilindro de Dupla Ação com Haste Passante 507.1.2.2 – Cilindro Tandem 517.1.2.3 – Cilindro de Dupla Ação com Amortecimento 517.1.2.4 – Cilindro Rotativo com Amortecimento 527.1.2.5 – Cilindro de Múltiplas Posições 537.1.2.6 – Cilindro de Membrana 54

7.1.3 – Tipos de Fixação 547.1.4 – Vedações 56

7.2 – Elementos Pneumáticos com Movimento Giratório 577.2.1 – Motores de Pistão 577.2.2 – Motor de Palhetas 587.2.3 – Motores de Engrenagem 597.2.4 – Turbo Motores 597.2.5 – Características dos Motores Pneumáticos 60

8 – Válvulas 608.1 – Válvulas Direcionais 61

8.1.1 – Simbologia das Válvulas 618.1.2 – Tipos de Acionamentos de Válvulas 648.1.3 – Funcionamento 678.1.4 – Características de Construção das Válvulas Direcionais 68

8.1.4.1 – Válvulas de Sede ou de Assento 688.1.4.1.1 – Válvula de Sede Esférica 688.1.4.1.2 – Válvula de Sede de Prato 69

8.1.4.2 – Válvulas Corrediças 768.1.4.2.1 – Válvula Corrediça Longitudinal 77

8.1.4.2.2 – Válvula Corrediça Giratória 808.2 – Válvulas de Bloqueio 82

8.2.1 – Válvula de Retenção 828.2.2 – Válvula Alternadora ou de Isolamento (Elemento “ou”) 838.2.3 – Válvula de Escape Rápido 848.2.4 – Expulsor Pneumático 848.2.5 – Válvula de Simultaneidade 85

8.3 – Válvula de Fluxo 868.3.1 – Válvula Reguladora de Fluxo Unidirecional 86

8.4 – Válvulas de Pressão 888.4.1 – Válvula de Sequência 88

8.5 – Combinações Especiais 898.5.1 – Acionamento Pneumático com Comutação Retardada 89

8.5.1.1 – Temporizador (Normalmente Fechado) 89

8.5.1.2 – Temporizador (Normalmente Aberto) 909 – Simbologia 9110 – Comandos Pneumáticos 104

10.1 – Introdução 10410.2 – Classificação dos Grupos 10410.3 – Cadeia de Comandos 105

11 – Circuitos Complexos 11211.1 – Circuito para Desligamento de Sinais 12211.2 – Métodos Sistemáticos de Esquemas 12611.3 – Condições Marginais 142

EXERCÍCIOS 151 2ª PARTE – HIDRÁULICA 177 12.1 – Introdução à Hidráulica 17812.2 – Sistema Óleo Hidráulico 17912.3 – Exemplos de Aplicações 179

12.3.1 – Hidráulica Industrial 18012.3.2 – Hidráulica em Construções Fluviais, Lacustres e Marítimos 18012.3.3 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais I 18012.3.4 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais II 18012.3.5 – Hidráulica na Indústria Naval 180

12.4 – Classificação 18012.4.1 – Quanto à Pressão 18012.4.2 – Quanto à Aplicação 18012.4.3 – Quanto ao Tipo de Bomba 18012.4.4 – Quanto ao Controle de Direção 181

12.5 – Esquema Geral de um Sistema Hidráulico 18112.6 – Transmissão de Energia Hidráulica 18112.7 – Vantagens e Desvantagens do Sistema Hidráulico 182

12.7.1 – Vantagens do Sistema Hidráulico 18212.7.2 – Desvantagens do Sistema Hidráulico 183

12.8 – Um Pouco de História 18312.8.1 – A Lei de Pascal 184

12.9 – Definição de Pressão 18612.10 – Pressão em uma Coluna de Fluido 18612.11 – Princípio da Multiplicação de Pressão 18712.12 – Conservação de Energia 18712.13 – Como é Gerada a Pressão 18912.14 – Fluxo em Paralelo 18912.15 – Fluxo em Série 19012.16 – Princípio de Fluxo 191

12.16.1 – Vazão de Velocidade 19112.16.1.1 – Velocidade 19112.16.1.2 – Vazão 192

12.16.2 – Atrito e Escoamento 19412.16.3 – Queda de Pressão através de uma Restrição (Orifício) 19512.16.4 – Tipos de Escoamento 197

12.16.4.1 – Fluxo Laminar 19712.16.4.2 – Fluxo Turbulento 197

12.17 – Princípio de Bernoulli 19812.18 – Perda de Carga na Linha de Pressão de um Sist. Hidráulico 199

12.18.1 – Determinação do Fator “f” 20012.18.2 – Determinação de Ls,L1 e L 20112.18.3 – Determinação de “D” 20112.18.4 – Determinação de v 20212.18.5 – Determinação de γ 20212.18.6 – Procedimento de Cálculo 20212.18.7 – Perda Térmica 20312.18.8 – Tabela de Perda de Carga 204

12.19 – Trabalho e Energia 20512.19.1 – Potência Hidráulica 205

12.20 – Fluidos Hidráulicos 20612.20.1 – Funções dos Fluidos Hidráulicos 20612.20.2 – Propriedade dos Fluidos Hidráulicos 208

12.20.2.1 – Índice de Viscosidade 20912.20.2.1.1 – Conversão de Viscosidades 209

12.20.2.2 – Ponto de Fluidez 20912.20.2.3 – Capacidade de Lubrificação 209

12.20.2.4 – Resistência à Oxidação 21112.20.2.4.1 – Prevenção da Ferrugem e Corrosão 211

12.20.2.5 – Demulsibilidade 21212.20.2.6 – Uso de Aditivos 212

12.20.3 – Fluidos Resistentes ao Fogo 21312.20.3.1 – Características 21312.20.3.2 – Água Glicóis 21412.20.3.3 – Emulsões de Água em Óleo 21512.20.3.4 – Óleo em Água 21612.20.3.5 – Outras Características 216

12.20.4 – Fluidos Sintéticos Resistentes ao Fogo 21712.20.4.1 – Características 217

12.20.5 – Manutenção do Fluido 21812.20.6 – Armazenagem e Manipulação 21912.20.7 – Cuidados durante a Operação 219

12.21 – Tubulação e Vedação Hidráulica 21912.21.1 – Tubulação 21912.21.2 – Tubos Rígidos 220

12.21.2.1 – Vedações para Tubos Rígidos 22012.21.2.2 – Conexões 221

12.21.3 – Tubulação semi-Rígida 22212.21.3.1 – Especificação de Tubulação 22212.21.3.2 – Conexões para Tubos Semi-Rígidos 223

12.21.4 – Mangueira Flexível 22412.21.4.1 – Conexões para Mangueiras 225

12.21.5 – Consideração de Pressão e Fluxo 22512.21.6 – Considerações sobre o Material 22712.21.7 – Recomendações de Instalação 22712.21.8 – Retentores de Vazamento 23012.21.9 – Materiais de Vedação 23812.21.10 – Como Evitar Vazamentos 240

12.22 – Reservatórios 24212.22.1 – Armazenamento de Óleo 24312.22.2 – Construção do Reservatório 24312.22.3 – Acessórios 244

12.22.3.1 – Respiro 24412.22.3.2 – Chicana 24412.22.3.3 – Local de Enximento 24512.22.3.4 – Indicadores de Nível 24512.22.3.5 – Magnetos 246

12.22.4 – Conexões e Montagens de Linha 24612.22.5 – Dimensionamento de um Reservatório 24612.22.6 – Regra da Altura do Filtro de Sucção 24712.22.7 – Resfriamento do Fluido 24712.22.8 – Circulação Interna de Ar 248

12.23 – Filtros 24912.23.1 – Filtros para Linhas de Sucção 25012.23.2 – Filtros para Linhas de Pressão 25212.23.3 – Filtros para Linhas de Retorno 25312.23.4 – Materiais Filtrantes 25512.23.5 – Os Tipos de Elementos Filtrantes 25512.23.6 – Filtros de Fluxo Total 25612.23.7 – Filtros Tipo Indicador 256

12.24 – A Pressão Atmosférica Alimenta a Bomba 25712.25 – Bombas Hidráulicas 258

12.25.1 – Especificações de Bombas 25912.25.1.1 – Pressão Nominal 25912.25.1.2 – Deslocamento 26012.25.1.3 – A Vazão (lpm) 26012.25.1.4 – Rendimento Volumétrico 261

12.25.2 – Classificação e Descrição das Bombas 26112.25.3 – Tipos de bombas 265

12.25.3.1 – Bombas Manuais 26612.25.3.2 – Bombas de Engrenagens 26712.25.3.3 – Bombas de Rotores Lobulares 26812.25.3.4 – Bombas de Palhetas 269

12.25.3.4.1 – Bombas Tipo Não Balanceado 270 12.25.3.4.2 – Bombas Tipo Balanceado 270 12.25.3.4.3 – Bombas Duplas Redondas 271

12.25.3.4.4 – Bombas de Palhetas Tipo “Quadrado” 27112.25.3.4.5 – Bombas de Palhetas de Alto Rendimento 273

12.25.3.4.5.1 – Intrapalhetas 27412.25.3.4.5.2 – Conj. Rotativo Pré-Montado “cartucho” 27512.25.3.4.5.3 – Posições dos Pórticos 27612.25.3.4.5.4 – Carac. de Op. de Bombas de Palhetas 276

12.25.3.5 – Bombas de Pistão Axial com Placa Inclinada 27712.26 – Válvulas de Pressão 280

12.26.1 – Válvula de Segurança (Alívio de Pressão) 28212.26.1.1 – Válvula de Alívio e Seg. de Op. Direta (Simples) 28312.26.1.2 – Válvula de Alívio e Segurança Diferencial 28512.26.1.3 – Válvula de Alívio e Seg. de Operação Indireta 286

12.26.1.4 – Válvula de Segurança Pré-Operada 28712.26.1.5 – Válvula Limtadora de Pressão Pré-Operada com

Descarga Por Solenóide 291

12.26.2 – Válvula de Descarga 29212.26.3 – Válvula de Sequência 292

12.26.3.1 – Válvula e Sequência de Pressão Pré-Operada 29312.26.4 – Válvula de Contrabalanço 29412.26.5 – Válvula Redutoras de Pressão 294

12.26.5.1 – Válvula Redutoras de Pressão de Ação Direta 295 12.26.5.2 – Válvula Redutoras de Pressão Pré-Operadas 29612.27 – Válvulas Direcionais 297

12.27.1 – Válvulas Centradas por Molas, com Molas Fora de Centro e Sem Mola 297

12.27.1.1 – Tipos de Centros Dos Carretéis 29812.27.2 – Válvulas de Desaceleração 300

12.28 – Válvulas de Bloqueio 30112.28.1 – Válvulas de Retenção 301

12.28.1.1 – Válvulas de Retenção em Linha 30212.28.1.2 – Válvulas de Retenção em Ângulo Reto 30312.28.1.3 – Válvulas de Retenção com Desbloqueio Hidráulico 304

12.28.2 – Válvula de Sucção ou de Pré-Enximento 31012.29 – Controle de Vazão 312

12.29.1 – Os Métodos de Controlar o Fluxo 31212.29.2 – Válvulas de Controle de Vazão 31412.29.3 – Válvula Contr. de Vazão com Compensação de Temp. 316

12.30 – Pressão Induzida em um Cilindro 31712.31 – Vazão Induzida em um Cilindro 31812.32 – Sistema Regenerativo 31912.33 – Cálculos 320SIMBOLOGIA 323EXERCÍCIOS 336REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 368

Figuras e Tabelas

Pneumática

Figuras

Figura 1 - Equipamentos e acessórios ideais na geração de ar comprimido 17Figura 2 - Tipos de compressores 18Figura 3 – Compressor de êmbolo de 1 estágio 19Figura 4 – Compressor de dois estágios com refrigeração intermediária 19Figura 5 – Compressor de membrana 20

Figura 6 – Compressor rotativo multicelular 21Figura 7 – Compressor duplo parafuso 21Figura 8 – Compressor Roots 21Figura 9 – Compressor axial 22Figura 10 – Compressor radial 22Figura 11 – Diagrama de Volume e Pressão fornecido 23Figura 12 – Aletas de refrigeração 24Figura 13 – Readmissão do ar ou by-pass 25Figura 14 – Partida e parada automática do motor elétrico 26Figura 15 – Alívio nas válvulas de admissão 26Figura 16 - Intercooler 28Figura 17 - Aftercooler 29Figura 18 – Reservatório de ar comprimido 30Figura 19 – Rede de distribuição de circuito aberto 31Figura 20 – Tubulação com circuito fechado 32Figura 21 – Rede combinada 32Figura 22 – Tomada de ar 33Figura 23 - Conexão com anel de corte permite várias montagens e desmontagens 35

Figura 24 - Conexão com anel de pressão para tubos de aço e cobre com anel interno especial serve também para tubos plásticos 36

Figura 25 - Conexão com reborbo prensado 36Figura 26 - Conexão com reborbo flangeado 36Figura 27 – Secagem por absorção 38Figura 28 – Secagem por adsorção 39Figura 29 – Secagem por resfriamento 40Figura 30 – Filtro 41Figura 31 – Dreno automático 42Figura 32 – Regulador de pressão com orifício de escape 43Figura 33 – Regulador de pressão sem orifício de escape 44Figura 34 – Princípio de Venturi 45Figura 35 – Lubrificador 46Figura 36 – Conjunto lubrefil 47Figura 37 – Conjunto lubrefil (detalhado/simplificado) 47Figura 38 – Cilindro de simples ação 49Figura 39 – Cilindro de simples ação 49Figura 40 – Cilindro de dupla ação 50Figura 41 – Cilindro de dupla ação com haste passante 51Figura 42 – Cilindro Tandem 51Figura 43 - Cilindro de dupla ação com amortecimento nos fins de curso 52Figura 44 - Cilindro rotativo com amortecimento nos fins de curso 53Figura 45 – Cilindro de múltiplas posições 53Figura 46 – Cilindro de membrana 54Figura 47 – Tipos de fixação 55Figura 48 – Tipos de vedações para êmbolos 57Figura 49 – Motor radial e motor axial 58Figura 50 – Motor de palhetas - sentido de rotação 59Figura 51– “Esqueleto” de uma válvula direcional 67Figura 52 – Válvulas direcionais – de sede esférica 69Figura 53 - Válvulas direcionais (NA) – de sede de prato 69

Figura 54 - Válvulas direcionais (NF) – de sede de prato 70Figura 55 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (normal aberta) 70Figura 56 - Válvula direcional de 3 vias (3/2) (sede de prato) acionada pneumaticamente 71

Figura 57 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (acionamento pneumático) 71

Figura 58 - Válvula direcional de 3 vias por 2 posições com princípio de assento de prato 72

Figura 59 - Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (Princípio de assento). 73

Figura 60 - Válvula direcional de 3 vias com 2 posições (acionamento eletromagnético) 73

Figura 61 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (solenóide e servocomando) 74

Figura 62 – Válvula direcional de 3 vias por duas posições, com acionamento por rolete, servocomandada (normal fechada) 75

Figura 63 – Válvulas direcionais de 3 vias por duas posições, com acionamento por rolete, servocomandada (normal aberta) 76

Figura 64 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (servopilotada) 76Figura 65 – Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (princípio de corrediça longitudinal) 77

Figura 66 – Tipos de vedação entre êmbolo e corpo da válvula 78Figura 67 – Válvula corrediça longitudinal manual. Válvula direcional de 3 vias por duas posições 79

Figura 68 – Válvula direcional corrediça plana longitudinal de 4/2 vias comando por alívio bi-lateral de pressão 80

Figura 69 - Esquema de comando por impulso negativo 80Figura 70 – Válvulas corrediça giratória 81Figura 71 – Válvula de retenção 83Figura 72 – Válvula alternadora 83Figura 73 – Válvula de escape rápido 84Figura 74 – Expulsor pneumático 85Figura 75 – Válvula de simultaneidade 86Figura 76 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional 87Figura 77 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional com acionamento mecânico regulável (com rolete) 87

Figura 78 – Válvula de seqüência 88Figura 79 - Temporizador (normalmente fechado) 89Figura 80 - Temporizador (normalmente aberto) 90Figura 81 – Disposição segundo o esquema da cadeia de comando 106Figura 82 – Esquema pneumático 108Figura 83 – Representação de um elemento de sinal 110Figura 84 – Rolete escamoteável 122Figura 85 –Circuito temporizado 125Figura 86 – Circuito para desligamento de sinais 125Figura 87 - Válvulas de inversão (memória) 126Figura 88 – “Caixa preta” 126

Tabelas

Tabela1 27Tabela 2 – Vazamentos e perda de potência em furos 342. Forma de tabela 113

Hidráulica

Figuras

Figura 1 - A pressão (força por unidade área) é transmitida em todos os sentidos de um líquido confinado 184

Figura 2 - A alavanca hidráulica 185Figura 3 - Pressão hidrostática 186Figura 4 - Multiplicador de pressão 197Figura 2.1 – A energia não pode ser criada nem destruída 188Figura 5 - Pressão causada por uma restrição e limitada por uma válvula controladora de pressão 189

Figura 6 - Fluxo em paralelo 190Figura 7 - Fluxo em série 191Figura 8 - Leis da vazão 193Figura 9 - Vazão e velocidade 194

Figura 10 - Atrito e queda de pressão 194Figura 11 - Queda de pressão e fluxo de óleo através de uma restrição 196Figura 12 - Fluxo laminar 197Figura 13 - Fluxo turbulento 198Figura 14 - A altura das colunas de fluido representa as pressões em cada posição 199

Figura 15 – Propriedades de lubrificação dos óleos 210Figura 16 - Vedações para canos 221Figura 17 - Tipos de conexões 221Figura 18 - Conexões flangeadas para tubos rígidos de grande diâmetro 222Figura 19 - Conexões e adaptadores rosqueados usados com tubos semi-rígidos 223

Figura 20 - Construção das mangueiras (tubos flexíveis) 225Figura 21 – Retentores 232Figura 22 – Anel de secção redonda 233Figura 23 - Anel de encosto 234Figura 24 - Retentores de secção retangular (cortados em torno) 234Figura 25 - Anel tipo "T" 235Figura 26 - Retentor labial 235Figura 27 - Retentor tipo copo 236Figura 28 - Anéis de pistão 236Figura 29 - Gaxetas de compressão 237Figura 30 - Retentor de face 238Figura 31 - Partes de reservatório 244Figura 32 - Chicana vertical 245Figura 33 - Bujões magnéticos 250Figura 34 - Filtro de sucção 251Figura 35 – O filtro de sucção (entrada) protege a bomba 252Figura 36 - Filtro de pressão 253Figura 37 - O filtro para linha de pressão é instalado na saída das bombas 253Figura 38 - Filtro de retorno 254Figura 39 - O filtro de retorno é instalado no retorno para o reservatório 254Figura 40 - Elemento filtrante (tipo de superfície) 255Figura 41 - Filtro de fluxo total 256Figura 42 - Filtro tipo indicador 257Figura 43 - Bombas centrífugas 258Figura 44 - Bomba de êmbolo de simples efeito 263Figura 45 - Bomba de êmbolo de simples efeito 263Figura 46 - Bomba alternativa de pistão de simples efeito 264Figura 47 - Bomba alternativa de pistão de duplo efeito 264Figura 48 - Bombas rotativas 265Figura 49 - Bomba manual de dupla ação 266Figura 50 - Bomba de engrenagens externas 267Figura 51 - Bombas de engrenagens internas 267Figura 52 - Bomba de rotores lobulares 268Figura 53 - Funcionamento de uma bomba de palhetas não balanceadas 269Figura 54 - Deslocamento de uma bomba de palhetas 269Figura 55 - Bomba de palhetas de deslocamento variável compensado por pressão 270

Figura 56 - Princípio de balanceamento em uma bomba de palhetas 271

Figura 57 - Bomba dupla redonda 271Figura 58 - Bomba de palheta tipo "quadrado" 272Figura 59 - Princípio de funcionamento 272Figura 60 - Bomba dupla "quadrada" 273Figura 61 - Bomba de palhetas de alta eficiência 274Figura 62 - Construção de bomba dupla de alto rendimento 274Figura 63 - Princípio de funcionamento 275Figura 64 - Conjunto rotativo pré-montado 276Figura 65 e 66 - Bomba de pistões em linha 277Figura 67 - Princípio de funcionamento 278Figura 68 - Variação do deslocamento da bomba de pistões em linha 279Figura 69 - Funcionamento do compensador 280Figura 70 – Símbolo e válvula de segurança 283Figura 71 - Válvula de segurança composta 285Figura 72 – Operação de válvula de segurança de pistão balanceado 287Figura 73 - "Ventagem" de uma válvula de segurança 289Figura 74 - Válvula de segurança simples acoplada ao pórtico de ventagem 289

Figura 75 - Válvula limitadora de pressão tipo DB, pré-operada 290Figura 76 - Válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide 291

Figura 77 - Válvula de seqüência de pressão pré-operada 293Figura 78 - Válvula redutora de pressão 295Figura 79 – Válvula redutora de pressão operada por piloto 296Figura 80 -Válvula redutora de pressão com válvula de retenção integral 297Figura 81 - Válvula com mola fora de centro 298Figura 82 - Tipos de centros dos carretéis 299Figura 83 - Posição dos êmbolos 300Figura 84 - Princípio de funcionamento e simbologia de uma válvula de retenção 301

Figura 85 - Válvula de retenção em linha 302Figura 86 - Princípio de funcionamento de uma válvula de retenção em linha 302

Figura 87 - Válvula de retenção em ângulo reto 303Figura 88 - Funcionamento de uma válvula de retenção em ângulo reto 303Figura 89 - Placa retificadora com 4 válvulas de retenções e válvula reguladora 304

Figura 90 - Corte de uma placa retificadora tipo Z4S com indicação do sentido do fluxo 304

Figura 91 a) a esquerda: Válvula de retenção pilotada, com conexão por roscas 305

Figura 92 - Construção sem conexão para dreno 305Figura 93 - Construção com conexão para drenos externos 308Figura 94 - Válvula de retenção com desbloqueio hidráulico geminada 309Figura 95 - Válvula de sucção 310Figura 96 - Válvula de sucção em corte 311Figura 97 - Controle de vazão na entrada (Meter-in) 312Figura 98 - Controle de vazão na saída do atuador (Meter-Out) 313Figura 99 - Controle de vazão em desvio (Bleed-off) 314Figura 100 - Válvula controladora de vazão não compensada 315

Figura 101 - Válvula controladora de vazão compensada por pressão 315Figura 102 - Válvula controladora de vazão com válvula de retenção incorporada 316

Figura 103 - Funcionamento de uma válvula controladora de vazão compensada por pressão e temperatura 317

Tabelas

Tabela de perda de carga 204Tabela 1- Compatibilidade entre os tipos de materiais e os fluidos hidráulicos 218

Tabela 2 - Tabela para selecionar diâmetro interno dos tubos 226Tabela 3 - Dimensionamento de tubos 227Tabela 4 – Tabela Típica de Especificações 260

Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais IPUC - Departamento de Engenharia Mecânica

C d Hid á li P á i

Hidráulica (2ª PARTE)

Professora: Mara Nilza Estanislau Reis

12.1- Introdução à Hidráulica

HIDRÁULICA

A palavra hidráulica é definida da raiz grega “hidro” que significa água, “aulos” que

significa cano. Compreendia-se, antigamente, por isso, todas as leis e

comportamentos relativos à água. Hoje, entende-se, por hidráulica, a transmissão,

controle de forças e movimentos, por meio de um fluido. No nosso estudo tratamos

apenas do óleo hidráulico que é um ramo da hidráulica que utiliza o óleo como

fluido.

A Hidráulica consiste no estudo das características e usos dos fluidos. Desde o início,

o homem serviu-se dos fluidos para facilitar o seu trabalho. A história antiga registra que

dispositivos engenhosos, como bombas e rodas d'água já eram conhecidos desde épocas

remotas. Entretanto, só no século XVII, o ramo da hidráulica que nos interessa, foi utilizado.

Experiências têm mostrado que a hidráulica é agora indispensável como um método

moderno de transmissão de energia.

Acionamentos e comandos hidráulicos ganharam importância através dos tempos,

com a automatização e mecanização.

Grande parte das modernas e mais produtivas máquinas e instalações são hoje parcial

ou totalmente comandadas por sistemas hidráulicos. Um fluido é usado como meio de

transmissão de energia. Na maior parte dos casos, são usados óleo mineral, podendo,

entretanto, ser um fluido sintético, ou uma emulsão óleo-água.

Óleo Hidráulico ou hidráulico industrial: meio de transmitir energia através de líquido

confinado sob pressão.

Atualmente há milhares de máquinas operadas por pressão, que dividem a hidráulica

em duas ciências:

Hidrostática: mecânica dos fluidos estáticos, teoria das condições de equilíbrio dos fluidos

sob pressão. A energia é transmitida empurrando um líquido confinado. O líquido precisa se

mover ou fluir para causar o movimento, porém, esta é uma decorrência da força aplicada

(energia potencial) ⇒ sistemas de óleo hidráulicos estáticos.

Hidrodinâmica: é a ciência dos líquidos em movimento. Uma roda d’água ou turbina

representa um dispositivo hidrodinâmico. A energia é transmitida pelo impacto do fluido em

movimento contra lâminas ou palhetas (energia cinética, ou energia do movimento que o

líquido contém) ⇒ sistemas óleo hidráulicos cinéticos. Mecânica dos fluidos em movimento

(teoria da vazão).

Um exemplo de hidrodinâmica pura é a transformação de energia dinâmica da água, nas

usinas hidrelétricas.

12.2- Sistema Óleo Hidráulico

São sistemas transmissores de potência ou movimento, utilizando óleo com o

movimento transmissor que é praticamente incompressível (transmite força

instantaneamente). Podem ser classificados de duas formas:

Estáticos: onde a energia utilizada é a potencial, com o fluido sob alta pressão e baixa

velocidade (+ ou – 1000bar). Nosso estudo se voltará mais aos sistemas estáticos aplicados,

por exemplo, em prensas, guindastes, máquinas, ferramentas, injetoras de plásticos, etc.

Cinéticos: onde a energia utilizada é cinética, para a transmissão de potência, altas

velocidades em torno de 50m/s (180km/h).

12.3- Exemplos de aplicações

Para que se possa, inicialmente, fazer uma idéia geral sobre os vários campos de

aplicação da hidráulica, os mesmos foram divididos em 5 setores como segue:

12.3.1 - Hidráulica Industrial

Injetoras de plástico e outros materiais; Prensas; Indústria pesada (metalúrgica

laminação; máquinas-ferramentas).

12.3.2 - Hidráulica em construções fluviais, lacustres e marítimas.

Comportas e eclusas; Acionamento de pontes; Máquinas de mineração; Turbinas;

Usinas nucleares.

12.3.3 - Hidráulica em aplicações técnicas especiais.

Escavadeiras, dragas e gruas; Máquinas rodoviárias e agrícolas; Mecânica

automobilística.

12.3.4 - Hidráulica em aplicações técnicas especiais.

Acionadores de telescópios; antenas; bóias de investigação marítima; trens de

aterrissagem e controle de aeronaves; máquinas especiais.

12.3.5 - Hidráulica na Indústria Naval.

Acionamento de lemes; Guindastes de bordo; Gruas; Plataformas; Escotilhas de cargas.

12.4- Classificação

12.4.1- Quanto a pressão:

00 - 14 bar = baixa pressão

14 - 35 bar = média pressão

35 - 85 bar = média-alta pressão

85 - 210 bar = extra-alta pressão

12.4.2- Quanto a aplicação:

Classificados em sistema de pressão contínua ou sistema de pressão intermitente.

12.4.3- Quanto ao tipo de bomba:

Vazão constante ou vazão variável.

12.4.4- Quanto ao controle de direção:

Controlado por válvulas.

Controlado por bombas reversíveis.

12.5- Esquema geral de um sistema hidráulico

De acordo com o tipo de aplicação, existe uma grande infinidade de tipos de circuitos

hidráulicos, porém, todos eles seguem sempre um mesmo esquema, que poderíamos dividir

em três partes principais.

Sistema de Geração

⇒

Sistema de distribuição

e controle ⇒

Sistema de aplicação de

energia

⇓

⇓

⇓

Reservatório Válvulas Atuadores:

Filtros controladoras Cilindro-linear

Bomba de vazão, pressão Motor hidráulico-rotativo

Motor de acionamento e direcionais

Acumulador

Intensificador de pressão e

outros acessórios

12.6- Transmissão de energia hidráulica

O componente de entrada de um sistema hidráulico chama-se bomba e o de saída

atuador.

O sistema hidráulico não é uma fonte de energia. A fonte de energia é o acionador, tal como,

o motor que gira a bomba. Então porque não esquecer a hidráulica e ligar a parte mecânica

diretamente ao acionador principal? Devido a versatilidade de um sistema hidráulico, o qual

oferece algumas vantagens sobre outros meios de transmissão de energia.

12.7- Vantagens e Desvantagens do sistema hidráulico

12.7.1- Vantagens do sistema hidráulico

Faremos uma rápida comparação dos sistemas hidráulicos com os sistemas mecânicos ou

elétricos equivalentes.

- Velocidade:

Consegue-se, num sistema bem dimensionado, uma variação contínua e precisa de

velocidade, seja cilindro ou motor hidráulico, bastando para isto mudar a vazão da bomba ou

controlá-la através da válvula adequada.

- Reversibilidade:

Sem desligar a máquina, bastando apenas alterar a posição do êmbolo da válvula

direcional, ocorre a inversão do movimento do atuador, enquanto que para se obter, por

exemplo, a inversão do sentido de rotação de um motor elétrico, é necessário desligá-lo,

inverter os fios (pólos) e dar nova partida. Existem chaves especiais para este fim, mas

apesar da rapidez da operação, a inversão não é suave e o pico de consumo de partida do

motor não é evitado.

- Proteção contra sobrecarga:

Quando a carga excede os limites de trabalho ocorre o aumento da pressão do fluido a

um valor limitado pela válvula de segurança, que nessa situação se abre impedindo qualquer

dano ao sistema.

- Limitação de força (ou torque):

Há possibilidade de se limitar a força máxima de um cilindro, ou torque máximo de

um motor, pela válvula de segurança, e se existir a necessidade de um limite mais baixo para

um movimento do que para outro, pode-se utilizar uma válvula redutora de pressão.

- Dimensões reduzidas:

Como a força e a velocidade dos atuadores dependem apenas de pressão e vazão

respectivamente, o peso e o tamanho dos componentes hidráulicos são reduzidos em relação

aos equivalentes equipamentos mecânicos e elétricos da mesma potência.

- O óleo hidráulico é um excelente condutor de calor, o que inclusive é um fator importante

no dimensionamento do reservatório que poderá servir como trocador de calor, etc.

- Fácil instalação dos diversos elementos, oferecendo grande flexibilidade, inclusive em

espaços reduzidos. O equivalente em sistemas mecânicos já não apresenta esta

flexibilidade.

- São sistemas auto-lubrificados, não ocorrendo o mesmo com os mecânicos ou elétricos.

- Tem pequeno peso e tamanho com relação a potência consumida em comparação aos

sistemas elétrico e mecânicos.

- Parada instantânea. Se pararmos instantaneamente um motor elétrico, podemos danificá-

lo ou queimar o fusível. Da mesma forma as máquinas não podem ser paradas

bruscamente e ter seu sentido de rotação invertido, sem a necessidade de se dar a partida

novamente. Entretanto, um atuador hidráulico pode ser parado sem danos quando

sobrecarregado, e começar imediatamente assim que a carga for reduzida. Durante a

parada, a válvula de segurança simplesmente desvia, a vazão da bomba ao tanque.

12.7.2- Desvantagens do sistema hidráulico

- Seu custo inicial é mais alto em comparação aos sistemas mecânicos e elétricos.

- Perigos de incêndios, pois o óleo, normalmente é inflamável. Atualmente tem-se

empregado em certos casos fluidos resistentes ao fogo que, na realidade, apenas evitam a

propagação do fogo.

- O rendimento global de um sistema hidráulico, sem levar em consideração o rendimento do

motor que aciona a bomba, varia, em função dos componentes especificados, de 80% a 90%.

São três os fatores responsáveis pela variação do rendimento:

- Vazamentos internos em todos os componentes, esses vazamentos

são necessários para promover a lubrificação das partes móveis dos diversos componentes.

- Perda de energia provocada pelas perdas de carga nos tubos e

válvulas, com o conseqüente aquecimento do óleo.

- Várias transformações do estado da potência, a bomba recebe em seu

eixo potência mecânica, a transforma em potência hidráulica e o atuador recebe a potência

hidráulica e a transforma novamente em mecânica.

12.8- Um pouco de História

A hidráulica data de milhares de anos atrás, em sistemas de abastecimento de água e

irrigação. Compreendia-se, antigamente, por isso, todas as leis e comportamentos

relativos a água.

Antes do século XV, época que Leonardo da Vinci era o gênio da Europa, o conceito

de pressão era virtualmente desconhecido. Embora ele tivesse apresentado várias sugestões

de projetos de máquinas hidráulicas, não conseguiu desenvolver um conceito claro de

pressão. Mais de cem anos depois o italiano Torricelli observou o princípio de barômetro de

mercúrio e relacionou ao peso da atmosfera. Baseando-se na descoberta de Torricelli, o

cientista francês Blaise Pascal descobriu o princípio da alavanca hidráulica conhecido como

Lei de Pascal (sec. XVII).

12.8.1- A lei de Pascal:

"A Pressão exercida em um ponto qualquer de um fluido em repouso transmite-se

integralmente a todos os pontos do fluido e atua perpendicularmente contra as paredes do

recipiente que o contém".

Este preceito explica o fato de uma garrafa de vidro quebrar-se caso sua rolha seja

forçada a entrar, com o recipiente completamente cheio: o fluido, praticamente

incompressível, transmite a pressão aplicada pela rolha ao fundo da garrafa, como a área do

fundo é muito maior que a rolha, produz-se uma força no fundo, excessivamente alta a ponto

de quebrá-la.

Figura 1 - A pressão (força por unidade área) é transmitida em todos os sentidos de um

líquido confinado.

Talvez, pela simplicidade da Lei de Pascal, é que o homem não percebeu o seu

enorme potencial por dois séculos. Somente, no princípio da Revolução Industrial, é que um

mecânico britânico, Joseph Bramah, veio a utilizar a descoberta de Pascal para desenvolver

uma prensa hidráulica.

Bramah, conclui que, se uma força moderada aplicada a uma pequena área, produz-se

proporcionalmente, uma força maior numa área maior, o único limite à força de uma

máquina seria a área em que se aplicasse a pressão. A figura demonstra como Bramah

aplicou o princípio de Pascal à prensa hidráulica.

Figura 2 - A alavanca hidráulica.

A força aplicada é a mesma utilizada na rolha e o pistão menor tem a mesma área, ou

seja, 1cm². O pistão maior tem 10cm².

O pistão maior é empurrado com 10kgf numa área de 1cm², para que possa suportar

um peso de 100kgf. Observa-se que as forças que equilibram este sistema são proporcionais

às áreas dos cilindros. Assim sendo, se a área de saída for de 200 cm², a força de saída será

de 200 kgf (no caso, a cada cm² correspondem 10 kgf). Este é o princípio de operação de um

macaco hidráulico ou de uma prensa hidráulica. É interessante notar a semelhança entre a

prensa simples e uma alavanca mecânica (vista B).

12.9- Definição de pressão

Somente para sistemas estáticos:

AFP =

Unidades: bar; 2cmkgf ; 2m

N = Pa; 2ftlbf ; 2in

lbf = psi ; atm ; mmHg ; mca

12.10- Pressão numa coluna de fluido

Em uma coluna de fluido ocorre uma pressão como conseqüência do peso da massa

de fluido sobre uma determinada área. A pressão é dependente da altura (h) da coluna, da

densidade (ρ) e da aceleração da gravidade(g).

Pressão de coluna = ρ. g. h = h . γ

Figura 3 - Pressão hidrostática.

Tomando recipientes de formas diferentes, cheios com o mesmo fluido, a pressão, em um

determinado ponto, dentro do fluido, depende apenas da altura da coluna acima do ponto.

A pressão hidrostática exerce uma força sobre o fundo do reservatório.

Caso a pressão, conforme mostra a figura, atua sobre superfícies iguais ( A1 = A2 = A3 ), as

forças resultantes serão também iguais. (F1 = F2 = F3).

12.11- Princípio da multiplicação de pressão

Figura 4 - Multiplicador de pressão.

Dois êmbolos de diâmetros diferentes são unidos entre si por uma haste. Atuando-se

com a pressão P1 sobre a área A1, temos no êmbolo maior a força F1. A força F1 é

transmitida pela haste ao êmbolo menor. Essa força age sobre a superfície A2 e provoca a

pressão P2. Eliminando o atrito, teremos:

F1 = F2 = F

P1 . A1 = P2 . A2

Com isso teremos: P1 . A1 = F1

P2 . A2 = F2

Ou então: 2

1

PP

= 1

2

AA

Em um multiplicador de pressão, as pressões são inversamente proporcionais às áreas.

12.12- Conservação de energia

Uma lei fundamental da física afirma que a energia não pode ser nem criada nem

destruída.

A energia provém da natureza. Podemos fazer a transformação da energia.

Um princípio anunciado por Lavoisier: “Na natureza nada se cria e nada se perde

tudo se transforma”.

É comum vermos em sistemas hidráulicos a energia elétrica transformada em

mecânica e esta última transformada em hidráulica.

A multiplicação de forças não é o caso de se obter alguma coisa por nada. O pistão

maior, movido pelo fluido deslocado do pistão menor, faz com que a distância de cada pistão

se movimente inversamente proporcional às suas áreas. O que se ganha com relação a força

tem que ser sacrificado em distância ou velocidade.

Observa-se que a hidráulica obedece ao “Princípio da Alavanca”.

Figura 2.1 – A energia não pode ser criada nem destruída.

12.13- Como é gerada a pressão?

A pressão resulta da restrição ou resistência oferecida ao fluxo do fluido ou da

resistência à força que tenta fazer o líquido fluir. A resistência é função de:

- da carga de um atuador;

- de uma restrição (ou orifício) na tubulação;

- estreitamento da passagem ou de obstáculos nos elementos de trabalho e nas

seções de passagem dos condutores e aparelhos.

Figura 5 - Pressão causada por uma restrição e limitada por uma válvula controladora

de pressão.

12.14- Fluxo em paralelo

Quando houver duas vias de fluxo paralelas, cada qual com resistências ao

escoamento diferentes, a pressão aumentará até vencer a resistência menor, quando ocorrerá

fluxo pela via correspondente. Costuma-se dizer que os fluidos "escolhem os caminhos mais

fáceis".

Figura 6 - Fluxo em paralelo.

12.15- Fluxo em série

Quando resistências ao fluxo, estão ligadas em série, somam-se pressões.

A figura mostra as mesmas válvulas da figura anterior, porém ligadas em série. Os

manômetros, localizados nas linhas, indicam a pressão suficiente para superar cada

resistência da válvula, mais a contrapressão que cada válvula sucessiva oferece. A pressão no

manômetro da bomba indica a soma das pressões necessárias para abrir cada válvula

individualmente.

Figura 7 - Fluxo em série.

12.16- Princípio de fluxo

Num sistema hidráulico a força é transmitida só pela pressão, o fluxo provoca o

movimento dos atuadores. A bomba é responsável pelo fornecimento de óleo, produzindo-se

assim um fluxo.

Há duas maneiras para medir fluxo de um fluido:

12.16.1- Vazão e velocidade

12.16.1.1- Velocidade: É a distância que as partículas percorrem em uma unidade de tempo.

Sua unidade no Sistema Internacional é (m/s).

- Velocidade de um atuador:

A velocidade com que um cilindro se desloca ou um motor gira depende de seu

tamanho e da vazão de óleo que está recebendo.

Velocidade (V) depende da vazão (Q) e independe da pressão (P)

Força (F) depende da pressão (P) e independe da vazão (Q).

- Velocidade na tubulação:

A velocidade com que o fluido hidráulico passa pela tubulação é um fator importante

de projeto, pelo efeito que a velocidade causa sobre o atrito.

Geralmente, a faixa de velocidade recomendada pelo fabricante é:

VICKERS

- Linha de sucção = 6 a 12 dm/s

- Linha de pressão e retorno = 20 a 60 dm/s

RACINE

- Sucção e preenchimento: 60,96 a 121,92 cm/s

- Retorno: 304,8 a 457,20 cm/s

- Para pressão abaixo de 210 bar: 762,2 a 914,14 cm/s

- Para pressão acima de 210 bar: 457,2 a 509,6 cm/s

12.16.1.2- Vazão: É o volume que atravessa uma seção de tubo em uma unidade de tempo.

Sua unidade no Sistema Internacional é (m3/s). Conforme varia a seção transversal de uma

tubulação a velocidade média das partículas do fluido varia inversamente, apesar de a vazão

ser constante.

Se um fluido flui por um tubo com vários diâmetros, o volume que passa em uma unidade de

tempo é o mesmo, independente da seção. A velocidade do fluxo varia, a vazão não.

tVQ =

Onde:

Q = vazão (L3/t)

V = volume (L3)

t = tempo (t)

A = área da seção transversal (L2)

s = curso (L)

v = velocidade (L/t)

V = (A. s)

Substituindo na fórmula da vazão:

tsAQ ×

=

O curso s na unidade de tempo t é:

tsv =

De onde podemos ter, com:

vAQ ×= Equação da continuidade.

2211 vAvA ×=×

21 QQ =

Figura 8 - Leis da vazão.

Figura 9 - Vazão e velocidade.

12.16.2- Atrito e Escoamento:

- Atrito: A energia hidráulica ao ser transmitida pela tubulação acarreta sempre uma perda

de carga. Visto que nas paredes do tubo e no próprio líquido se produz atrito, que por sua

vez, gera calor. Uma perda de energia hidráulica significa uma perda de pressão do

líquido hidráulico.

Figura 10 - Atrito e queda de pressão.

A determinação da perda de carga é importante para saber se a pressão fornecida ao

sistema é ou não suficiente para aquilo que o sistema se propõe.

As restrições (curvas, estrangulamentos, etc.) contribuem grandemente para a perda

de carga no sistema e conseqüentemente aquecimento do óleo.

Influem na perda de carga:

- Velocidade do fluxo.

- Tipo de fluxo (laminar ou turbulento).

- Diâmetro do tubo.

- Viscosidade do líquido.

- Rugosidade do tubo.

- Volume de passagem.

- Restrições (válvulas, acessórios, etc.).

O atrito cria turbulência no fluido oferecendo resistência ao fluxo, o que resulta numa

queda de pressão ao longo da linha.

O ideal para circuitos óleo hidráulicos é que o regime de escoamento seja laminar, (R

≤ 2000, menor perda de carga), pois, em escoamento de regime turbulento, as perdas de

carga são maiores, sempre que possível, deve-se evitar o emprego de restrições ou curvas

abruptas nos circuitos.

12.16.3 - Queda de pressão através de uma restrição (orifício):

Esta perda de pressão nas restrições ou estreitamentos, devido a conversão de energia

de pressão em energia térmica, são provocadas em alguns casos, deliberadamente (p.ex.: na

válvula redutora de pressão), mas não se deseja que nos estreitamentos, haja perda de

pressão por aquecimento. Todo líquido hidráulico se aquece, pois durante o trabalho, o

líquido passa por muitos estreitamentos que existem nos elementos hidráulicos.

Na interrupção do fluxo, o líquido para: estando em repouso, não se produz atrito.

Conseqüentemente, a pressão é a mesma antes e depois do ponto de estrangulamento.

Quanto maior for o fluxo maior será a queda de pressão (P).

Figura 11 - Queda de pressão e fluxo de óleo através de uma restrição.

Nos líquidos em movimento, podemos notar que os processos são mais complexos,

pois podemos verificar que o dobro da diferença de pressão (P), não significa que a vazão se

duplique como ocorre na eletrotécnica, onde o dobro da tensão significa o dobro da corrente.

Uma expressão que demonstra a relação da vazão e a queda da pressão é:

Onde:

α = Fator hidráulico (0,6 a 0,9), valor dependente da viscosidade e da forma do

estreitamento.

A = Superfície do estreitamento em (m²).

p = Queda de pressão em (Pa).

ρ = Massa específica ou densidade absoluta em (kg/m³).

Podemos também usar a seguinte expressão reduzida:

Ou seja, a vazão em um estreitamento não tem um comportamento linear em relação a queda

de pressão. Notamos que a curva característica é uma parábola.

Conclusão: O valor exato da vazão a ser ajustada é obtido de forma experimental.

12.16.4- Tipos de escoamentos:

São dois tipos de fluxos de fluidos:

12.16.4.1- Fluxo laminar:

Em um fluxo laminar, as moléculas do fluido se movem até determinadas

velocidades, de uma forma mais ou menos ordenada, em camadas estáveis. Não há

interferência entre as moléculas, nem tampouco influem em seu movimento.

Figura 12 - Fluxo laminar.

12.16.4.2- Fluxo turbulento:

Caso a velocidade aumenta a seção de passagem não varia, a partir de certa

velocidade (velocidade crítica) o fluxo se transforma em um movimento desordenado,

turbulento. As moléculas já não se movem mais ordenadamente em uma direção geral, mas

sim de forma irregular, influenciando o movimento das outras.

Figura 13 - Fluxo turbulento.

As resistências ao fluxo aumentam e as perdas hidráulicas crescem. Por esses

motivos, o fluxo turbulento é indesejável em instalações hidráulicas.

12.17- Principio de Bernoulli

A lei da conservação da Energia nos diz que em um fluxo, a energia permanece

constante, enquanto não houver troca de energia com o exterior.

Deixando de lado as formas de energia que não se modificam no fluxo de um fluido,

podemos dividir a energia total desta forma.

Energia potencial: energia de posição em função da altura da coluna de fluido. Energia de

pressão (pressão estática).

Energia cinética: energia de movimento em função da velocidade do fluxo (pressão

dinâmica).

Equação de Bernoulli.

teconsHvgzP tan2

2

==⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛++

ρ

Com relação à energia de pressão estática teremos:

2

2vPhgPP stt ⋅+⋅⋅+= ρ

Onde:

Pt = pressão total.

Pst = pressão estática.

ρ.g.h = pressão da coluna de fluido.

2

2vP

⋅ = pressão dinâmica.

Observando-se a equação da continuidade e a equação de energia, podemos deduzir

que quando se diminui a seção transversal de passagem, a velocidade aumenta, com isso

aumenta também a energia cinética.

Já que a quantidade de energia total permanece constante, é necessário que se

reduzam a energia de posição ou de pressão, ou ambas.

A energia de posição, no entanto, varia de forma desprezível nestes casos.

Com isso a pressão estática tem que variar em função da pressão dinâmica e esta em

função da velocidade.

Figura 14 - A altura das colunas de fluido representa as pressões em cada posição.

12.18- Perda de carga na linha de pressão de um sistema hidráulico

Durante o escoamento do fluido através do sistema hidráulico, pode ocorrer uma

perda de pressão (mais comumente denominada perda de carga), que é devida a vários

fatores. Todos esses fatores entram no cálculo de perda de carga no sistema hidráulico que é

feito da seguinte maneira:

215915

1.9266

...2 ρv

DLf=∆Ρ

Onde:

∆P = perda de carga do sistema em (bar)

f = fator de fricção (número puro)

L = L1 + Ls = comprimento total da tubulação em (cm)

L1 = comprimento da tubulação retilínea em (cm)

Ls = comprimento equivalente das singularidades em (cm)

D = diâmetro interno da tubulação em (cm)

v = velocidade de escoamento do fluido em (cm/s)

ρ = massa específica ou densidade absoluta do fluído em (kg/m 3 ).

215915x9266 = fator de conversão para a uniformização das unidades.

12.18.1- Determinação do fator “f”:

Esse fator “f” é devido a temperatura do fluido e rugosidade interna do duto, isto é

quanto mais rugoso for internamente o duto, maior dificuldade terá o óleo para escoar.

RXf =

X = 64 para tubos rígidos e temperatura constante.

X = 75 para tubos rígidos e temperatura variável ou para tubos flexíveis e temperatura

constante.

X = 90 para tubos flexíveis e temperatura variável.

Re = número de Reynolds

Re = υDv. , onde:

v = velocidade do fluido em (cm/s).

D = diâmetro interno da tubulação em (cm).

ν = viscosidade cinemática do fluido em Stokes (cm²/s).

0 ≤ Re ≤2300 escoamento laminar.

2300 ≤ Re ≤ 4000 zona de transição.

Re ≥4000 escoamento turbulento.

12.18.2- Determinação de Ls, L1 e L:

Como salientamos anteriormente, restrições, curvas, bifurcações, etc., causam perda

de carga e aquecimento do fluido. A esse tipo de perda de carga, damos o nome de perda de

carga localizada.

Podemos observar, então, que as curvas de 90,45° ou 30°, bifurcações, cotovelos,

etc., também fornecem certa resistência ao fluxo de óleo, ocasionando, portanto, outra perda

de carga localizada. Como é muito difícil se estabelecer uma queda de pressão para cada tipo

de cotovelo ou curva, etc., o que se costuma fazer é transformar, em cálculos, esse cotovelo

ou curva em um “comprimento equivalente” de canalização retilínea, e para tal, existem

tabelas que nos auxiliam nestas transformações.

Saliente-se que estes cotovelos, curvas, registros, etc., são denominados de

singularidades.

12.18.3- Determinação de “D”:

O diâmetro da tubulação é determinado a partir do cálculo da área da seção do duto

“A” obtido através da vazão e velocidade do fluxo do fluido. Assim, temos que:

Q = v. A ∴ A = vQ

Como a perda de carga que está nos interessando ocorre em linhas de pressão,

adotamos a velocidade “v” recomendada de 15 ft/s ou 457,20 cm/s.

Portanto,

A = 20,457

)/( 15

)/( 33 scmQAousftQ=

Uma vez determinado “A”, sabemos que:

A = ππ π

. . .D D A D A22

44 4

∴ = ∴ =

Ou ainda,

D = 1,128 A

12.18.4- Determinação de v:

A velocidade do fluido deverá ser aquela recomendada (15ft/s ou 457,20cm/s em

linhas de pressão).

Existe um motivo para essa recomendação. Como vimos anteriormente, para que não

ocorra uma grande perda de carga no sistema, o escoamento deverá ser laminar e o número

de Reynolds deverá estar abaixo de 2300. Experimentalmente verificou-se que para que essa

condição seja observada, as velocidades deveriam ser aquelas recomendadas pelos

fabricantes.

12.18.5- Determinação de γ :

Gama (γ ) é o peso específico do fluido em (Kgf/m 3 ).

12.18.6- Procedimento de cálculo:

1. Determine “f”.

2. Determine “Ls” e as perdas localizadas em válvulas especiais, através dos catálogos

do fabricante. Adicione “Ls” a “L1” para obter “L”.

3. Determine P e efetue a soma deste cálculo com as perdas de carga localizadas nas

válvulas especiais para obter a perda de carga total no sistema.

4. Uma vez determinada a perda de carga total, verifique se a mesma não influirá no

sistema. Por exemplo, se nosso sistema precisa de 190 bar para executar um

determinado trabalho enquanto que fornecemos 210 bar e temos uma perda de carga

de 30 bar a pressão útil disponível será: P = 210 - 30 = 180 bar, insuficiente para o

trabalho que o sistema hidráulico se propõe a fazer, pois é menor do que a pressão

necessária de 190 bar.

12.18.7- Perda térmica:

A perda térmica gerada em um sistema hidráulico caracteriza-se pela perda de

potência que pode ser vista em termos de taxa de calor gerada devido às perdas de carga.

É importante salientar que essa taxa de calor propaga-se pelas tubulações por meio do

sistema, elevando a temperatura do fluido em movimento. Daí a necessidade das chicanas

(aletas) no interior do reservatório. Porém, se a magnitude dessa taxa de calor atinge valores

relativamente grandes e não consegue ser dissipada na recirculação pelo tanque, tornar-se-á

necessário o uso de um trocador de calor, que pode ser dimensionado a partir dessa taxa de

calor conhecida. Assim:

q = 1,434 * ∆PT* QB

Em que:

• ∆PT = Perda de carga total [bar]

• QB = Vazão fornecida pela bomba hidráulica [l/min]

• q = Perda térmica [Kcal/h]

• 1,434 = Fator de Conversão

•

Observação: Apesar de parecer trabalhoso efetuar o dimensionamento dos atuadores,

tubulações e perda de carga, de acordo com esses procedimentos, é certo que eles conduzem

a uma completa otimização do sistema. Em outras palavras, o sistema resultará mais

compacto e certamente de custo menor.

12.18.8- Tabela de perda de Carga:

Comprimentos Equivalentes a perdas localizadas

(em polegadas de canalização retilínea)

DIÂMETRO Cotovelo

90º Raio

Longo

Cotovelo 90º

Raio Médio

Cotovelo90º

Raio Curto

Cotovelo45º

Curva 90º

Raio Longo

Curva 90º

Raio Curto

Curva 45º

Entrada normal

Entrada de borda

mm Pol. 3,175 1/8 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 6,350 1/4 7,87 7,87 11,81 3,94 3,94 7,87 3,94 3,94 7,87

9,525 3/8 7,87 11,81 15,75 7,87 7,87 7,87 7,87 7,87 11,81 12,700 1/2 11,81 15,75 19,69 7,87 7,87 11,81 7,87 7,87 15,75 15,875 5/8 11,81 19,69 23,62 7,87 7,87 11,81 7,87 7,87 15,75 19,050 3/4 15,75 23,62 27,56 11,81 11,81 15,75 7,87 7,87 19,76 22,225 7/8 15,75 23,62 27,56 11,81 11,81 15,75 7,87 7,87 23,62 25,400 1 19,69 27,56 31,50 15,75 11,81 19,69 7,87 11,81 27,56 28,575 1,1/8 23,63 31,50 39,37 19,69 15,75 23,62 11,81 15,75 31,50 31,750 1,1/4 27,56 35,43 43,31 19,69 15,75 23,62 11,81 15,75 35,43 34,925 1,3/8 31,50 39,37 47,24 23,62 19,69 27,50 11,81 15,75 39,37 38,100 1,1/2 35,43 43,31 51,18 23,62 19,69 27,50 11,81 19,96 39,37 41,275 1,5/8 39,37 47,24 55,12 27,56 19,69 31,50 11,81 23,62 43,31 44,450 1,3/4 43,31 51,18 59,06 27,56 23,62 31,50 15,75 23,62 51,18 47,625 1,7/8 43,31 51,18 62,99 31,50 23,62 35,43 15,75 27,56 55,12 50,800 2 43,31 55,12 66,93 31,50 23,62 35,43 15,75 27,56 59,06 57,150 2,1/4 47,24 62,99 74,80 35,43 27,56 39,37 19,69 31,50 66,93 63,500 2,1/2 51,18 66,93 78,74 35,43 31,50 39,37 19,69 35,43 74,80 69,850 2,3/4 59,06 74,80 90,55 43,31 35,43 47,24 23,62 39,37 82,68 76,200 3 62,99 82,68 98,43 47,24 39,37 51,18 23,62 43,31 86,61 82,550 3,1/4 66,93 86,61 106,30 51,18 43,31 55,12 23,62 47,24 98,43 88,900 3,1/2 74,80 94,49 118,11 55,12 47,24 59,06 27,56 55,12 106,30 95,250 3,3/4 78,74 98,43 125,98 55,12 47,24 59,06 27,56 59,06 118,11

101,600 4 82,68 102,36 133,86 59,06 51,18 62,99 27,56 62,99 125,98 107,950 4,1/4 90,55 110,24 141,73 62,99 55,12 66,93 31,50 66,93 133,86 114,300 4,1/2 94,49 125,98 149,61 66,93 59,06 74,80 31,50 70,87 141,73 120,650 4,3/4 102,36 133,86 157,48 70,87 59,06 78,74 35,43 74,80 149,61 127,000 5 107,75 145,67 165,35 74,80 62,99 82,68 35,43 78,74 157,48

DIÂMETRO Registrode gaveta

Registro de globo

Registrode ângulo

Tê de passagem

direta

Tê de saída lado

Tê de saída

bi-lateral

Válvula de

pé e crivo

Saída de

Canali- zação.

Válvula de

Retenção tipo leve

Válvula de

Reten- ção tipopesada

mm Pol.

3,175 1/8 3,94 31,50 27,56 3,94 11,81 11,81 35,43 3,94 11,81 15,75 6,350 1/4 3,94 94,49 51,18 3,94 19,69 19,69 70,87 7,87 19,69 31,50 9,525 3/8 3,94 145,67 78,74 7,87 31,50 31,50 106,30 11,81 31,50 47,24 12,700 1/2 3,94 192,91 102,36 11,81 39,37 39,37 141,73 15,75 43,31 62,99 15,875 5/8 3,94 228,35 122,05 11,81 47,24 47,24 181,10 15,75 55,12 78,74 19,050 3/4 3,94 263,78 141,73 15,75 55,12 55,12 220,47 19,69 70,87 94,48 22,225 7/8 3,94 291,34 161,42 15,75 59,06 59,06 251,97 19,69 74,80 110,24 25,400 1 7,87 322,63 181,10 19,69 66,93 66,93 287,40 19,69 82,62 125,98 28,575 1,1/8 7,87 385,83 220,47 23,62 78,74 78,74 342,52 27,56 94,45 141,73 31,750 1,1/4 7,87 444,88 220,47 27,56 90,55 90,55 393,70 35,43 106,30 157,48 34,925 1,3/8 11,81 488,19 263,78 31,50 106,36 106,36 425,20 39,37 118,11 173,23

38,100 1,1/2 11,81 527,56 263,78 35,43 110,24 110,24 456,69 39,37 125,98 188,98 41,275 1,5/8 11,81 566,93 283,46 39,37 118,11 118,11 480,31 43,31 137,80 204,72 44,450 1,3/4 15,75 606,30 299,21 39,37 125,98 125,98 492,18 51,18 145,67 220,47 47,625 1,7/8 15,75 645,67 318,90 43,31 129,92 129,92 511,81 55,12 157,48 236,22 50,800 2 15,75 685,04 334,65 43,31 137,80 137,80 551,18 59,06 465,35 251,97 57,150 2,1/4 15,75 755,90 366,14 47,24 153,54 153,54 610,24 66,93 185,04 287,40 63,500 2,1/2 15,75 826,77 393,70 51,18 169,29 169,29 669,29 74,80 204,72 318,90 69,850 2,3/4 19,69 944,88 452,75 59,06 188,98 188,98 728,35 82,68 228,35 350,39 76,200 3 19,69 1.023,62 511,81 62,99 204,72 204,72 787,40 86,61 248,03 381,89 82,550 3,1/4 23,62 1.102,36 551,18 66,93 220,47 220,47 818,90 98,43 267,72 413,39 88,900 3,1/2 23,62 1.181,10 590,55 74,80 236,22 236,22 846,46 106,30 291,34 444,88 95,250 3,3/4 27,56 1.259,84 629,92 78,74 248,06 248,06 885,83 118,11 311,02 476,38

101,600 4 27,56 1.338,58 669,29 82,68 263,78 263,78 905,51 125,98 330,71 507,87 107,950 4,1/4 31,50 1.429,13 708,66 90,55 279,53 279,53 976,38 133,86 350,39 539,37 114,300 4,1/2 31,50 1.515,75 748,03 94,49 299,21 299,21 1.043,31 141,73 370,08 570,87 120,650 4,3/4 35,43 1.606,30 787,40 102,36 314,96 314,96 1.114,17 146,61 389,76 602,36 127,000 5 35,43 1.692,91 826,77 106,30 330,71 330,71 1.181,10 157,48 409,45 633,86

12.19- Trabalho e energia

W = F.d (movimenta uma força a uma certa distância)

tWP = (velocidade em que o W é realizado)

tdFP = VFP ⋅=

12.19.1- Potência Hidráulica:

No motor elétrico:

P(W) = V (volts). I (Ampéres)

Na bomba:

t

smQPaPWPη

)/()()(3⋅

=

ηt = ηv x ηhm

ηt = rendimento total.

ηv = rendimento volumétrico (devido a fuga de líquido nas bombas e motores).

ηhm = rendimento hidráulico-mecânico ( devido ao atrito nas bombas).

426)()/()(

2 lpmQcmkgfPcvP ⋅=

1 cv = 4500 Kgfm/min = 75 Kgfm/s = 736 W = 10,52 Kcal/min = 41,8 Btu/min

12.20- Fluidos Hidráulicos

A escolha e o cuidado com o fluido hidráulico para uma máquina terão um efeito

importante no seu desempenho e na vida dos seus componentes.

Aqui, encontraremos os fatores básicos envolvidos na escolha de um fluido e sua

utilização adequada.

O fluido no uso geral em hidráulica se refere ao líquido utilizado com meio de

transmitir energia, seja ele um óleo mineral especialmente composto ou um fluido especial

resistente ao fogo, que pode ser um composto sintético.

12.20.1- Funções dos fluidos hidráulicos:

O fluido hidráulico tem 4 funções básicas:

- Transmissão de Energia

Como meio de transmitir energia, o fluido precisa circular livremente nas linhas e

passagens dos componentes. Muita resistência ao fluxo, cria uma perda de energia

considerável. O fluido também precisa ser o mais incompressível possível para que a ação

seja instantânea a partir de um comando.

- Lubrificação das Peças Móveis

Na maioria dos componentes hidráulicos, o fluido fornece a lubrificação interna. Os

elementos da bomba e outras peças de desgaste deslizam sobre uma película de fluido.

Para maior durabilidade dos componentes o óleo precisa possuir os aditivos

necessários para assegurar as características antidesgaste. Nem todos os óleos hidráulicos

contêm esses aditivos.

A Vickers recomenda a nova geração de óleos hidráulicos industriais por conterem

quantidades adequadas de aditivos antidesgaste.

Para serviço geral em hidráulica, estes óleos oferecem proteção superior contra o

desgaste de bombas, motores e durabilidade no serviço.

Além disso, fornecem boa demulsibilidade (capacidade de isolar água) além de

proteção contra a ferrugem.

Esses óleos são conhecidos geralmente como óleos hidráulicos do tipo antidesgaste.

A experiência demonstrou que o óleo automotivo tipo "MS" (viscosidade SAE 10 W E 20

W) é excelente para o serviço hidráulico severo onde deve ter ausência ou pouca presença de

água.

O único efeito adverso é que seu aditivo detergente tende a manter a água em

emulsão e impedir a separação desta, mesmo em longo prazo.

É preciso notar que são poucos os problemas causados pela água no uso desses óleos

nos sistemas hidráulicos.

A condensação normal não tem sido um problema. Os óleos "MS" são altamente

recomendados para os sistemas hidráulicos de equipamento móbil (tratores,

guindastes, empilhadeiras etc).

- Vedação das folgas entre estas peças

Em muitos casos, o fluido é a única vedação contra a pressão dentro de um

componente hidráulico. O ajuste mecânico preciso e a viscosidade de óleo determina o

índice de vazamento.

- Resfriar ou dissipar o calor

A circulação do óleo através das linhas e ao redor das paredes do reservatório,

dissipa o calor gerado no sistema.

Complementando essas funções básicas, o fluido hidráulico, deverá ter vários outros

requisitos de qualidade, que freqüentemente resultam de uma composição especial e nem

sempre existentes em todos os fluidos, tais como:

- Impedir ferrugem.

- Impedir a formação de lodo, goma e verniz.

- Diminuir a formação de espuma.

- Manter-se estável e conseqüentemente reduzir o custo de manutenção.

- Manter um índice de viscosidade relativamente estável, numa ampla faixa de temperaturas.

- Impedir a corrosão e erosão.

- Separar a água.

- Compatibilidade com as vedações e gaxetas.

12.20.2- Propriedades dos fluidos hidráulicos

Vamos considerar as propriedades de um fluido hidráulico, que permitem executar as

funções primárias e satisfazer alguns ou todos os requisitos de qualidade.

Viscosidade é um termo que classifica os fluidos em função de sua fluidez.

Se um fluido escoa facilmente, sua viscosidade é baixa. Pode-se dizer que o fluido é

fino ou pouco encorpado.

Um fluido que escoa com dificuldade tem alta viscosidade. Pode-se dizer que seja

grosso ou muito encorpado.

Para qualquer máquina hidráulica, a viscosidade do fluido deve ser um compromisso.

É desejável uma alta viscosidade para manter a vedação entre superfícies justapostas.

Entretanto, uma viscosidade muito alta aumenta o atrito, resultando o seguinte:

- Alta resistência ao fluxo.

- Aumento de consumo de energia devido as maiores perdas do atrito.

- Alta temperatura causada pelo atrito.

- Maior queda de pressão devido a resistência.

- Possibilidade de operação vagarosa.

- Dificuldade em separar o ar do óleo no reservatório.

Se a viscosidade for baixa demais:

- O vazamento interno aumenta.

- Desgaste excessivo ou talvez engripamento, sob carga pesada, devido à decomposição

química da película de óleo entre as peças móveis.

- Pode reduzir o rendimento da bomba, com uma operação mais lenta do atuador.

- Aumento de temperatura devido a perdas por vazamento.

12.20.2.1- Índice de viscosidade:

O índice de viscosidade é uma medida relativa da mudança de viscosidade de um

fluido com relação às variações de temperatura.

Um fluido que tem uma viscosidade relativamente estável à variação de temperaturas,

tem uma alto índice de viscosidade. Um fluido que é espesso, quando frio, e fino, quando

quente, tem um baixo índice de viscosidade.

A escala original de índice de viscosidade varia de 0 a 100, representando as

características desde o pior até o melhor óleo, até então conhecidos.

12.20.2.1.1- Conversão de viscosidades:

Hoje, os aditivos e a técnica de refinaria aumentaram o índice de viscosidade de

certos óleos até acima de 100.

Um alto índice de viscosidade é desejável quando o equipamento opera com

temperaturas extremas. Entretanto, numa máquina que funciona a temperatura relativamente

constante, o índice de viscosidade do fluido é menos crítico.

12.20.2.2- Ponto de fluidez:

O ponto de fluidez é a temperatura mínima em que um líquido fluirá. É uma

especificação muito importante se o sistema hidráulico estiver exposto a uma temperatura

extremamente baixa. Como regra geral, o ponto de fluidez deverá estar 10°C abaixo da

temperatura mínima de trabalho.

12.20.2.3- Capacidade de lubrificação:

As peças móveis de um sistema hidráulico necessitam uma folga suficiente para se

movimentarem numa película de fluido.

Esta condição se chama película de lubrificação. Enquanto o fluido estiver com

viscosidade adequada, as imperfeições mínimas nas superfícies das peças não se tocam.

Entretanto, em certos equipamentos de alto rendimento, o aumento da velocidade e

pressão juntamente com as tolerâncias exigidas, fazem com que a película de fluido fique

ainda mais fina. Originando-se então a condição limite de lubrificação. Neste ponto, poderá

haver contato direto do metal com metal nas imperfeições das duas superfícies ajustadas;

assim, um óleo com propriedades químicas especiais tornara-se necessário.

Lubrificação de peças com pequenas tolerâncias necessitam de aditivos químicos.

Figura 15 – Propriedades de lubrificação dos óleos. 12.20.2.4- Resistência a oxidação:

A oxidação, ou a reação química com oxigênio reduz sensivelmente a vida útil de um

fluido. Óleos de petróleo são facilmente sujeitos à oxidação, já que o oxigênio se combina

rapidamente com o carbono e o hidrogênio presentes na composição destes óleos.

A maioria dos derivados da oxidação são solúveis no óleo, quando então reações

posteriores ocorrem, formando goma, lodo e verniz.

Dos produtos da primeira reação, que permanecem no óleo, tem-se ácido em estado

natural que causa a corrosão no sistema inteiro e aumenta a viscosidade do óleo. A goma

solúvel, o lodo e o verniz entopem os orifícios, aumentam o desgaste e prendem as válvulas.

Há sempre um número de catalisadores de oxidação num sistema hidráulico. Calor,

pressão, água, superfícies metálicas e agitação, são alguns fatores que aceleram a oxidação

tão logo a mesma se inicie. A temperatura é particularmente importante.

Os testes demonstram que em temperaturas abaixo de 56°C, a oxidação do óleo é

lenta. Porém, a faixa de oxidação (ou qualquer outra reação química) duplica

aproximadamente, para cada aumento de 10°C de temperatura.

Os fabricantes de óleos hidráulicos incorporam aditivos para que estes resistam à

oxidação, já que muitos sistemas operam as temperaturas mais altas.

Esses aditivos:

- Impedem a oxidação logo no início, ou,

- Reduzem o efeito dos catalisadores de oxidação.

12.20.2.4.1 - Prevenção da ferrugem e corrosão:

A ferrugem é a reação química do ferro (ou aço) com o oxigênio. A corrosão é reação

química entre o metal e um produto químico, geralmente um ácido. Os ácidos resultam da

união química da água com certos elementos.

Como não é possível evitar que o ar e a umidade penetrem em um sistema hidráulico,

sempre há condição favorável a ocorrência de ferrugem e corrosão. Durante a corrosão,

partículas de metal são dissolvidas e se separam do componente.

A ferrugem e a corrosão contaminam o sistema e aceleram o desgaste, como

conseqüência ocorre vazamento excessivo nas partes afetadas e podem até causar

engripamento dos componentes.

A ferrugem e a corrosão podem ser inibidas pela incorporação de aditivos que

revestem as superfícies do metal, evitando que estas sejam atacadas quimicamente.

12.20.2.5- Demulsibilidade:

Uma pequena quantidade de água pode ser tolerada na maioria dos sistemas. De fato,

alguns aditivos contra a ferrugem promovem um grau de emulsificação, ou a mistura com

alguma água que entra no sistema. Isto impede que a água se assente e penetre através da

película antiferrugem. Entretanto, muita água no óleo gera uma reunião de contaminantes,

prendendo válvulas acelerando o desgaste.

Um óleo hidráulico bem refinado deve ter um alto grau de demulsibilidade, ou

capacidade de isolar a água.

12.20.2.6- O uso de aditivos:

Como a maioria de propriedades desejáveis de um fluido é devida aos aditivos, pode-

se pensar que os aditivos comerciais deveriam ser incorporados em qualquer óleo para torná-

lo adequado para um sistema hidráulico.

Os fabricantes, entretanto, advertem esclarecendo que os aditivos têm que ser

compatíveis com o fluido bem como entre si e mais ainda, que esta compatibilidade não pode

ser determinada no campo. Salvo se houver laboratório para verificar a compatibilidade, a

aditivação é competência do fabricante do fluido.

O óleo derivado de petróleo é, até agora, o mais usado como fluido hidráulico. As

características ou propriedades dos fluidos de petróleo dependem de 3 fatores:

- O tipo do óleo cru que é usado.

- O grau e o método de refinação.

- Os aditivos usados.

Geralmente, o petróleo tem uma excelente lubricidade. Alguns óleos crus têm

propriedades melhores do que o normal, de lubrificação ou antidesgaste. Dependendo do

trato, alguns óleos crus se destacam em melhor demulsibilidade, mais resistência contra

oxidação a temperaturas elevadas ou maior índice de viscosidade que outros.

O óleo protege naturalmente contra a ferrugem, veda bem, dissipa facilmente o calor

e é fácil mantê-lo limpo pela filtragem ou separação por gravidade dos contaminantes. A

maioria das propriedades desejáveis de um fluido, se já não está inclusa no óleo cru, pode ser

incorporada através de refinação ou aditivação.

Uma desvantagem do óleo de petróleo é a sua combustibilidade.

Para aplicações onde há risco de incêndio, tais como tratamento térmico, solda

elétrica, fundição, forja e muitos outros, vários tipos de fluidos incombustíveis são

disponíveis.

12.20.3- Fluidos resistentes ao fogo

Entre os fluidos resistentes ao fogo encontramos, mais comumente, os fosfatos de

ésteres, cloridratos de hidrocarbonos, água glicóis e água em óleo.

Além de ser resistente ao fogo, esse tipo de fluido possui muitas outras características

que o difere do óleo mineral. Essas características devem ser levadas em considerações

quando esse fluido é utilizado. Entre elas podemos incluir:

12.20.3.1 - Características:

Os glicóis com água geralmente têm boas características de resistência contra

desgaste, desde que as altas velocidades sejam evitadas.

O fluido tem uma alta densidade (é mais pesado que o óleo), o que pode exigir maior

depressão na entrada das bombas. Certos metais como zinco, cádmio e magnésio reagem

com os glicóis e devem ser evitados nos sistemas.

A maioria dos materiais sintéticos para retentores são compatíveis com o glicol com

água. Evita-se o uso de asbestos, couro e materiais impregnados de cortiça nos retentores

rotativos, pois esses tendem a absorver água.

Algumas desvantagens desses fluidos são:

- Necessidade de se verificar com freqüência a porcentagem de água e compensar sua

evaporação a fim de se conservar a viscosidade desejada.

- Redução de viscosidade através do uso normal;

- Ocorre a evaporação de alguns aditivos, reduzindo-se assim a vida útil do fluido e a dos

componentes.

- As temperaturas de trabalho precisam ser baixas para que a evaporação seja mínima.

- O custo inicial e de manutenção, é maior que o dos óleos minerais.

- Aumento do desgaste do equipamento quando da utilização de base aquosa;

- Deterioração de pinturas (internas no reservatório) vedações, metais e isolantes térmicos;

- Separação da base aquosa através das partes móveis dos componentes do sistema.

Este fluido não combate o fogo, mas impede sua propagação, devido a evaporação da

água que impede o contato do oxigênio com as chamas.

12.20.3.2- Água glicóis:

As soluções de água glicóis vêm, geralmente, na mistura de 24 a 50% de água com

etileno ou propileno de glicol. A resistência ao fogo, evidentemente, é devida a água, porém,

essa resistência decresce e a viscosidade aumenta com a evaporação da água. Assim sendo,

análises constantes do fluido devem ser feitas a fim de que o sistema hidráulico não seja

afetado.

Certos tipos de aditivos auxiliam na lubrificação e agem contra a corrosão que pode

ser provocada pela evaporação da água. A temperatura de operações do fluido deve ser

limitada a 50º C a fim de se prevenir uma evaporação excessiva da água, aparecimento de

espuma e evaporação dos aditivos. Altas temperaturas tendem a formar compostos pastosos

do fluido que, mesmo com a redução da temperatura, não voltarão à fase líquida. Esses

compostos pastosos causarão entupimento do filtro e a sucção da bomba será afetada.

A vida útil da água glicol é bem menor do que a do óleo mineral ou do fluido

sintético.

A água adicionada ao sistema deve ser destilada e desionizada a fim de se prevenir a

falência de metais como o ferro, devido à formação de corrente galvânica no sistema. Por

essa razão, metais como zinco, cádmio, manganês e outros, não podem estar presentes no

sistema.

As impurezas, geralmente, ficam em suspensão, dessa forma uma boa filtragem deve

ser feita. Em certos casos entretanto, não podemos usar uma malha menor do que 25 µ no

filtro para evitar problemas de sucção.

Quando se muda de óleo a base de petróleo para glicol com água num sistema, este

deve ser inteiramente limpo e enxaguado. Recomenda-se remover a tinta original do interior

do reservatório substituindo-se as peças de zinco, as banhadas de cádmio e certas conexões

fundidas.

Pode ser necessário inclusive substituir as peças de alumínio, a não ser que estas

estejam bem tratadas, assim como qualquer equipamento que não for compatível com o

fluido.

12.20.3.3- Emulsões de água em óleo:

Os fluidos do tipo emulsão são os fluidos incombustíveis mais econômicos. Como os

glicóis, estes dependem do conteúdo de água para torná-los resistentes ao fogo. Além da

água e do óleo, as emulsões contêm: emulsificadores, estabilizadores e outros aditivos.

As emulsões de água em óleo são as mais comuns. Partículas de água ficam em

suspensão numa base predominante de óleo.

Com o óleo, esses fluidos têm excelente lubricidade e consistência. E mais ainda, a

água dispersa fornece ao fluido uma melhor capacidade de resfriamento.

Inibidores da ferrugem são incorporados para ambas as bases, a de água e a de óleo.

Aditivos antiespumantes são também usados sem dificuldades.

Essas emulsões geralmente contêm 40% de água. Entretanto, alguns fabricantes

fornecem um fluido concentrado e o cliente adiciona água quando da instalação.

Esse tipo de fluido é geralmente uma solução de óleo, água (geralmente a 40%) e um

emulsificador. A emulsão de água em óleo é o fluido menos dispendioso dos resistentes ao

fogo.

Pequenas variações na percentagem de água causam grandes variações na

viscosidade da solução.

Algumas considerações levantadas no água glicol também devem ser observadas nas

emulsões de água em óleo como, por exemplo, os efeitos da temperatura, a ação solvente dos

emulsificantes e aditivos e a qualidade da água adicionada.

Os emulsificantes tendem a isolar as impurezas e mantê-las em suspensão, sendo que,

uma boa filtragem, é recomendada. Filtros químicos não devem ser usados, pois, poderiam

reter qualquer emulsificante ou aditivo. Os filtros, em geral, não podem ser de malha muito

fina, pois, separariam o óleo da água.

Podem ser usados os mesmos tipos de vedação e metal, presentes em circuitos com

óleo mineral, salientando-se, apenas, que no caso de certos tipos de metais, o desgaste seria

mais acelerado devido a presença da água nesse tipo de fluido (corrente galvânica).

Verificamos, portanto, que podemos esperar uma redução da vida útil do componente

hidráulico quando aplicamos emulsões de água em óleo. A aceleração ou não da redução

dessa vida útil irá depender do ciclo de trabalho, temperatura e volume em percentagem de

água contida no fluido.

12.20.3.4- Óleo em água:

As emulsões de óleo em água contêm partículas de óleo especialmente refinado,

espalhadas na água. Dizemos que a água está em base contínua e as características do fluido

são mais devidas à água do que ao óleo.

É altamente resistente ao fogo, tem baixa viscosidade e características de esfriamento

excelentes. Pode-se incorporar aditivos para melhorar má lubricidade e para proteção contra

ferrugem. No passado este fluido só era usado com bombas de baixa velocidade. Agora as

bombas hidráulicas convencionais também podem ser usadas com este tipo de fluido.

12.20.3.5- Outras características:

As temperaturas de operação precisam ser mantidas baixas em qualquer emulsão

água-óleo para evitar a evaporação e a oxidação. O fluido precisa circular e não deve ser

congelado e descongelado seguidamente, pois as duas fases podem se separar. As condições

de sucção devem ser cuidadosamente escolhidas devido a densidade mais alta destes fluidos

e sua alta viscosidade inerente.

As emulsões parecem ter uma afinidade maior com a contaminação e requerem

atenção especial à filtragem, incluindo bujões magnéticos para atrair partículas de ferro.

As emulsões são geralmente compatíveis com todos os metais e retentores usados em

sistemas hidráulicos para óleos a base de petróleo.

12.20.4- Fluidos sintéticos resistentes ao fogo

São eles os fosfatos de ésteres e cloridratos de hidrocarbonos, que devido as suas

estruturas químicas oferecem resistência a propagação do fogo. Possuem boas características

de lubrificação e resistem bem ao tempo de uso. Um dos grandes inconvenientes

apresentados é o alto custo de aquisição.

Os fluidos sintéticos resistentes ao fogo são provenientes de produtos químicos

sintetizados em laboratórios os quais são menos inflamáveis que os óleos de petróleo.

Os fluidos sintéticos tendem a deteriorar os elementos elásticos e de isolamento

elétrico do sistema, assim como agem semelhantemente a um solvente quando em contato

com tintas (por esse motivo não se recomenda a pintura interna de um reservatório quando

utilizamos um fluido sintético).

É importante observarmos que, quando trabalhamos a alta temperatura, o fluido

sintético, em forma de vapor, pode atacar o sistema elétrico causando danos irreparáveis e

por vezes, de conseqüências desastrosas.

Esse tipo de fluido tende, com o tempo de uso, a ter um decréscimo considerável na

sua viscosidade. Devido a isso se costuma usar aditivos que suavizam, porém, não resolvem

o problema.

12.20.4.1- Características:

Enquanto os sintéticos não contiverem água ou material volátil eles trabalham bem a

altas temperaturas, sem perder qualquer elemento essencial. São também próprios para

sistema de alta pressão.

Os fluidos sintéticos resistentes ao fogo não operam muito bem em sistemas de baixa

temperatura. Em lugares frios, um aquecimento auxiliar pode se tornar necessário.

Além disso, esses fluidos têm a mesma alta densidade que qualquer outro tipo e as

condições de sucção na bomba requerem cuidados especiais.

Algumas bombas de palhetas são construídas com corpos especiais para melhorar as

condições de entrada e evitar a cavitação. O índice de viscosidade é relativamente baixo, a

viscosidade varia de 80 a 400 SSU.

Sendo assim, só podem ser utilizados em sistemas onde a temperatura varie pouco.

Os fluidos sintéticos não são compatíveis com borracha nitrílica (buna) e retentores

de Neoprene. Portanto, a troca de um óleo mineral, água-glicol ou água-óleo para um fluido

sintético, requer a substituição de todos os retentores.

Retentores especiais feitos de materiais compatíveis podem ser fornecidos para

substituição de todos os componentes Vickers.

Podem ser adquiridos por peça ou conjuntos, ou então incluídos em unidades novas,

encomendadas especificamente para este tipo de fluido. A figura abaixo é uma tabela

mostrando os tipos de materiais que são compatíveis com os vários fluidos hidráulicos.

Tabela 4- Compatibilidade entre os tipos de materiais e os fluidos hidráulicos

12.20.5- Manutenção do fluido

Numa instalação, o custo do fluido NÃO é irrelevante, portanto a sua constante

substituição, e procedimentos incorretos de lavagem e limpeza são muitos onerosos. Sendo

assim todas as especificações de manutenção do fluido devem ser respeitadas.

12.20.6- Armazenagem e manipulação

Eis algumas regras simples para prevenir a contaminação do fluido durante a

armazenagem e manipulação:

- Armazenar os tambores verticalmente. Se possível guardá-los sob um teto.

- Antes de abrir um tambor, limpar a parte superior e o tampão de tal maneira que a sujeira

não possa entrar.

- Usar somente recipientes limpos, mangueiras etc., para transferir o fluido do tambor ao

reservatório hidráulico. Uma bomba para transferir óleo equipada com filtros de 25 microns

é recomendada.

- Providenciar um filtro de malha de 200 no tubo de abastecimento. Mantendo o fluido limpo

e livre de umidade contribui para uma maior durabilidade e evita-se danos de contaminação

às peças de precisão nos componentes hidráulicos.

12.20.7- Cuidados durante a operação

Cuidados apropriados para o fluido hidráulico durante a operação incluem:

- Evitar a contaminação mantendo o sistema fechado e usando filtragem apropriada, tanto

para o ar como para o fluido.

- Estabelecer intervalos para a troca do fluido. Substituir o fluido antes de sua inutilização.

Se necessário, o fornecedor pode testar as amostras no laboratório em intervalos regulares

ajudando a estabelecer a freqüência de troca.

- Abastecer adequadamente o reservatório para aproveitar as características de dissipação de

calor e evitar que a umidade condense nas paredes internas.

- Reparar os pontos de vazamento.

12.21- Tubulação e Vedação Hidráulica

12.21.1- Tubulação

Tubulação é o termo geral que engloba os vários tipos de condutos que transportam o

fluido hidráulico entre os componentes assim como as conexões utilizadas entre eles.

Os sistemas hidráulicos utilizam principalmente 3 tipos de condutos:

- Tubos rígidos.

- Tubos semi-rígidos.

- Mangueiras flexíveis.

Atualmente, o tubo rígido é o mais barato dos três enquanto que os tubos semi-rígidos

e mangueiras são mais convenientes e de manutenção mais simples.

O futuro poderá trazer o encanamento de plástico, o qual gradativamente está sendo

aplicado.

12.21.2- Tubos rígidos

Os tubos rígidos foram os primeiros condutos a serem usados em sistemas hidráulicos

e ainda o são devido a seu baixo custo.

Recomenda-se o uso de tubos de aço sem costura, com o seu interior livre de

ferrugem, escamas ou sujeira.

12.21.2.1- Vedações para tubos rígidos:

As roscas de tubos rígidos são cônicas, contrariamente às dos tubos semi-rígidos e

algumas conexões de mangueiras que têm roscas paralelas. As juntas são vedadas pela

adaptação entre as roscas do macho e da fêmea quando estas são apertadas.

Quando se quebra uma junção, o tubo precisa ser apertado um tanto mais para se

obter vedação novamente.

Freqüentemente isto requer uma substituição de parte do encanamento com as seções

um pouco mais longas. Entretanto, essa dificuldade é superada pelo uso de teflon ou outros

compostos para vedar novamente as juntas dos tubos defeituosas.

É necessário o uso de machos e de tarraxas especiais para abertura de roscas do

sistema hidráulico. As roscas são do tipo de "vedação seca". Estas são diferentes das roscas

"standard", pois os fundos e os topos das roscas se tocam antes dos flancos, evitando-se

assim a folga espiral.

Figura 16 - Vedações para canos.

12.21.2.2- Conexões:

Como os tubos rígidos só podem ter roscas machos, e não podem ser dobrados, vários

tipos de conexões são usadas para uni-los e modificar-lhes a direção.

Figura 17 - Tipos de conexões.

Normalmente as conexões têm rosca fêmea para acoplamento com os tubos, embora

existam também conexões com rosca macho para alguns tipos de montagem em

válvulas e bombas, e também para certas interligações entre conexões.

As conexões num circuito representam vários pontos para ocorrência de vazamento,

especialmente para altas pressões. As conexões rosqueadas são usadas até 11/4", para bitolas

maiores, as conexões são substituídas por flanges soldados aos canos.

Usam-se gaxetas ou anéis "O" para vedá-los.

Figura 18 - Conexões flangeadas para tubos rígidos de grande diâmetro.

12.21.3- Tubulação semi-rígida

Uma instalação feita com tubos de aço sem costura oferece vantagens bem visíveis

sobre uma instalação feita com tubos rígidos.

Os tubos de aço sem costura podem ser dobrados, são mais fáceis de trabalhar e

podem ser montados e desmontados freqüentemente sem problemas de vedação.

Normalmente, a quantidade de conexões é reduzida.

Nos sistemas de baixa vazão, suportam pressões mais elevadas bem como conduzem

o fluxo ocupando menos espaço com peso menor.

Entretanto, são mais caras, assim como são, as conexões que os acompanham.

12.21.3.1- Especificação de tubulação:

A especificação para tubos semi-rígidos se refere ao diâmetro externo. As medidas

disponíveis são encontradas em incrementos de 1/16", de 1/8" até 1" de diâmetro externo e

em incrementos de 1/4", para diâmetros maiores que 1", em várias espessuras de parede para

cada tamanho. O diâmetro interno é igual ao diâmetro externo menos duas vezes a espessura

da parede.

tdd ei ×−= 2

12.21.3.2 - Conexões para tubos semi-rígidos:

A vedação não ocorre por roscas e sim por conexões de diversos tipos. Algumas

destas conexões vedam pelo contato de metal com metal e são conhecidas como conexões de

compressão.

Podem utilizar tubos com ponta biselada ou não. Outras usam anéis tipo "O" ou então

retentores. Além das conexões rosqueadas, os flanges também são usados para serem

soldados aos tubos de dimensões maiores.

- Conexões biseladas

A conexão Biselada de 37° é a mais comum para tubos que possam ter a

extremidade moldada para esse ângulo.

As conexões mostradas na figura A-B são vedadas pela compressão da extremidade

do tubo previamente aberto em forma de funil e apertado por meio de uma porca sobre a

superfície cônica existente na extremidade do corpo da conexão.

Uma luva ou extensão da porca tem por finalidade suportar o tubo a fim de diminuir a

vibração. A conexão biselada padrão 45° é utilizada para pressões muito altas.

Esta também é feita num desenho invertido com roscas macho na porca de

compressão.

- Conexões de compressão de luva ou com anel de borracha tipo "O"

Para tubos que não possam ser biselados ou simplesmente para evitar a necessidade

de afunilá-los já existem várias conexões de compressão com anel de penetração, (vistas D-

F), e juntas de compressão cuja vedação é assegurada por anéis tipo "O" (vista E).

A junta com anel tipo "O" permite uma ligeira variação no comprimento e na

perpendicularidade do corte na extremidade do tubo.

- Conector com anel "O" de rosca reta

Quando um componente hidráulico está equipado com pórticos de rosca reta, pode-se

usar juntas conforme mostra a figura C. Isto é ideal para a aplicação de alta pressão, pois é

comprimida com o aumento da pressão.

Figura 19 - Conexões e adaptadores rosqueados usados com tubos semi-rígidos.

12.21.4- Mangueira flexível

A mangueira flexível é recomendada quando as linhas hidráulicas são sujeitas ao

movimento, por exemplo, as linhas ligadas ao cabeçote de uma furadeira. A mangueira é

fabricada em camadas de borracha sintética e trançados têxteis ou em fios de aço. As com

trançados em fio de aço naturalmente permitem pressões mais elevadas. A camada interna da

mangueira deve ser compatível com o fluido usado. A camada externa é normalmente de

borracha para proteger a camada trançada. A mangueira deve ter no mínimo 3 camadas

múltiplas, dependendo da pressão do sistema. Quando existem várias camadas de fio de aço

elas podem ser alternadas com camadas de borracha ou simplesmente montadas umas sobre

as outras.

Figura 20 - Construção das mangueiras (tubos flexíveis).

12.21.4.1- Conexões para mangueira:

As conexões para as mangueiras são essencialmente as mesmas usadas para os tubos.

Existem conexões para as extremidades da maioria das mangueiras, apesar de

existirem conectores reaproveitáveis do tipo parafusado ou grampeado à ponta da mangueira.

É geralmente desejável conectar as extremidades das mangueiras com juntas tipos

união com porcas giratórias.

A união é normalmente acoplada ao conector, porém pode ser construída para ser

acoplada à mangueira.

Uma mangueira tem normalmente uma conexão não rotativa em uma extremidade e

uma união rotativa na outra, para permitir sua montagem, pois nunca se deve torcer uma

mangueira na instalação.

12.21.5- Consideração de pressão e fluxo

As normas padrão da indústria recomendam um fator de segurança de pelo menos 4,

até 8, em capacidade de pressão.

Se a pressão de operação for de 0 a 70 bar, o fator de segurança deverá ser de 8 vezes.

De 70 a 170 bar, o fator deve ser 6 vezes e para as pressões acima de 170 bar,

recomenda-se uma fator de segurança de 4 vezes.

Fator de segurança (FS) = Pressão de ruptura

Pressão de trabalho

Portanto, será necessário verificar-se o diâmetro interno adequado para comportar o

fluxo na velocidade recomendada, bem como espessura de parede suficiente para suportar a

pressão. A figura a seguir é um nomograma que pode ser útil para:

Tabela 5 - Tabela para selecionar diâmetro interno dos tubos.

- Selecionar o diâmetro interno se a vazão for conhecida.

- Determinar precisamente qual seria a velocidade, se o tamanho do tubo e a vazão forem

conhecidos.

Para usar esta tabela, coloque uma régua ligando dois valores conhecidos e leia o valor

desejado na 3ª coluna.

Os fabricantes de tubos normalmente fornecem dados sobre as capacidades de pressão e

suas respectivas bitolas, veja exemplo na figura abaixo.

Tabela 6 - Dimensionamento de tubos.

12.21.6- Considerações sobre o material

Se o custo não for proibitivo, é preferível usar tubos semi-rígidos devido a uma

melhor vedação, além da conveniência de serem reaproveitáveis e de manutenção mais

rápida. Mangueiras flexíveis não precisam ser limitadas às aplicações móveis.

Podem ser convenientemente usadas em linhas curtas e têm capacidade de amortecer

choques hidráulicos.

As conexões hidráulicas devem ser de aço, com exceção das linhas de sucção, linhas

de retorno e de dreno onde o ferro maleável pode ser usado.

Canos e conexões galvanizados devem ser evitados porque o zinco pode reagir com

certos aditivos do óleo. Tubulações de cobre também devem ser evitadas porque as vibrações

do sistema hidráulico podem temperar o cobre rachando-o nas juntas. Além disso, o cobre

diminui a vida do óleo.

12.21.7- Recomendações de instalação

Uma instalação apropriada é essencial para evitar vazamentos, contaminação do

sistema e operação barulhenta.

Algumas recomendações gerais de instalação seguem:

- Limpeza

A maior causa de falhas em sistemas hidráulicos é o óleo sujo. Os componentes de

precisão estão especialmente sujeitos os danos devidos a resíduos na instalação da tubulação.

Portanto, é necessário limpá-la bem na instalação. Quando são feitas as operações tais

como cortar, afunilar e rosquear, verifique sempre se os cavacos de metal não se depositaram

em lugares onde o óleo possa ser contaminado. Os métodos recomendados para o tratamento

de tubos antes da instalação são: jatos de areia, eliminação de graxa e decapagem química.

Mais informações sobre estes processos pode ser obtido dos fabricantes de

componentes e dos distribuidores de equipamentos de limpeza.

Preparação de tubos e conexões antes da instalação de um sistema hidráulico

Ao se instalar os diversos tipos de tubos e conexões em um sistema hidráulico, é

absolutamente necessário que estejam limpos, livres de cavacos e de outros materiais

estranhos. Para alcançar este objetivo algumas regras básicas devem ser obedecidas, pois um

sistema contaminado é uma fonte certa de inúmeros problemas.

Assim teremos:

1. Após o corte, as bordas dos tubos e canos devem ser escariadas, para evitar rebarbas.

2. As peças são então decapadas numa solução adequada até a remoção total de carepas e

ferrugem. A preparação para a decapagem exige um desengraxamento em tricloretileno

ou outro solvente comercial.

3. Neutralizar a solução de decapagem.

4. Lavar as peças e preparar para armazenagem.

5. Os tubos não devem ser soldados após a montagem, pois se torna impossível uma

limpeza adequada. Eles devem ser dobrados e ajustados com exatidão para evitar força-

los quando por ocasião de montagem.

6. Quando se usam conexões flangeadas, deve-se ter cuidado de montá-las em esquadro

com as faces de montagem e as prender com parafusos de comprimentos adequados. Os

parafusos e pinos devem ser apertados de modo uniforme para evitar distorções.

7. Deve-se assegurar sempre que todas as aberturas do sistema hidráulico estejam

protegidas a fim de impedir a entrada de sujeira, de cavacos de metal etc., quando ocorrer

um trabalho de usinagem, solda etc... perto da unidade.

8. Ao usar conexões rosqueadas o sistema deve ser inspecionado para evitar que as rebarbas

das roscas sejam introduzidas no sistema.

9. Antes de introduzir o óleo no reservatório, certifique-se que o óleo é o especificado e que

está limpo. Não use filtros de tecido e óleos estocados em recipientes contaminados.

10. Use um filtro de malha de 120 ao colocar óleo no reservatório. Opere por um certo

período de tempo para eliminar o ar das linhas. Acrescente mais fluido se for necessário.

11. Precauções de Segurança

Normalmente os produtos químicos usados para limpeza e decapagem, são perigosos. Eles

devem ser guardados em recipientes próprios e ser manuseados com extremo cuidado.

- Suportes

As linhas hidráulicas longas estão sujeitas as vibrações e choques quando o óleo que

nelas flui é parado repentinamente ou tem seu sentido de escoamento invertido. Vazamentos

podem ocorrer pela fadiga das juntas ou quando elas se soltarem.

As linhas devem ter apoios a intervalos regulares, com abraçadeiras ou grampos,

sendo melhor colocá-los afastados das conexões para facilitar a montagem e desmontagem.

Materiais moles tais como madeira ou plástico são melhores para este fim.

- Funções das linhas hidráulicas

Há numerosas considerações especiais relativas às funções das linhas (tubulações)

que devem ser mencionadas:

1. O pórtico de entrada da bomba é normalmente maior que a da saída para acomodar uma

linha de bitola maior. É recomendável manter esta bitola por toda a linha de sucção e a

fazê-la tão curta quanto possível. As curvas devem ser evitadas e a quantidade de

conexões deve ser reduzida ao mínimo.

2. Como sempre há uma depressão na entrada de uma bomba, as conexões na linha de

entrada precisam ser montadas de modo a não permitir a entrada de ar no sistema.

3. Nas linhas de retorno, as restrições são responsáveis pela contra pressão, resultando em

desperdício de energia. Usar bitolas adequadas para assegurar a velocidade baixa. Aqui

também se deve evitar curvas e muitas conexões.

4. As linhas de retorno soltas podem também admitir ar no sistema pela aspiração. Estas

linhas precisam ser apertadas e devem terminar abaixo do nível do óleo para que não haja

aeração nem turbulência.

5. As linhas entre os atuadores e válvulas de controle de fluxo devem ser curtas e firmes

para um controle de fluxo preciso.

- Instalação de mangueiras

As mangueiras flexíveis devem ser instaladas de modo que não se torçam durante a

operação da máquina. Deve-se permitir uma folga para o movimento livre e para a absorção

dos picos de pressão.

Mangueiras muito longas e com possibilidades de sofrer torção devem ser evitadas.

Pode-se tornar necessário o uso de braçadeiras para evitar que a mangueira se enrosque ou se

embarace com peças móveis.

A mangueira sujeita a atritos com qualquer peça deve ser protegida.

12.21.8- Retentores e vazamento

Vazamento excessivo num circuito hidráulico reduz o rendimento, consumindo energia.

- Vazamento interno

A maioria dos componentes é construído com uma tolerância que permite certa

quantidade de vazamento interno. As peças móveis naturalmente precisam ser lubrificadas e

as passagens são projetadas para esse fim, além disso, certos controles têm passagens de

vazamento interno para evitar o desequilíbrio de êmbolos e válvulas e pistões. O vazamento

interno não significa perda do fluido. Este volta através de um dreno externo ou interno do

componente.

O aumento de vazamento ocorre quando houver desgaste do componente e a folga

entre as peças aumenta. Este aumento de vazamento reduz a eficiência do sistema

diminuindo a velocidade de trabalho e gerando calor.

Finalmente, se a passagem interna for suficientemente grande, toda a vazão da bomba

pode passar através dela e a máquina deixa de operar.

- Vazamento externo

O vazamento externo é desagradável e pode ser tornar perigoso. É antieconômico

porque raramente se pode reaproveitar o óleo.

A causa principal do vazamento externo é uma instalação inadequada. O vazamento

pelas juntas é devido a má instalação ou a vibrações e choques que ocasionam a soltura das

linhas.

Linhas de dreno inadequadas, pressão de operação excessiva e contaminação do

fluido são fatores que danificam os retentores.

- Vedação

A vedação é necessária para manter a pressão, impedir a perda de óleo e manter

afastados os contaminantes.

São vários os métodos de vedar os componentes hidráulicos, dependendo se os

retentores precisam ser positivos ou não positivos, se a aplicação da vedação será estática ou

dinâmica, da pressão a ser usada, e outros fatores.

Um retentor positivo não deixa passar nada. Um retentor não positivo permite uma

pequena quantidade de vazamento interno tal como: a folga mínima de um êmbolo no corpo

de uma válvula para fornecer uma camada de lubrificação.

- Retentores estáticos

Um retentor que é comprimido entre duas peças solidamente conectadas, é

classificado como um retentor estático.

O retentor pode se movimentar um pouco, conforme a pressão seja aplicada ou não

alternadamente, porém as duas peças não se movimentam em relação a si próprias.

Alguns exemplos de retentores estáticos são gaxetas, conexões de roscas de cano,

retentores de juntas flangeadas, conexões de anéis sob compressão e anéis de borracha tipo

"O". As aplicações de vedação estática são relativamente simples, pois os retentores não

estão sujeitos a atritos e se desgastam muito pouco quando montados corretamente.

Figura 21 - Retentores.

- Retentores dinâmicos

Os retentores dinâmicos são instalados entre peças que se movem uma em relação à

outra. Assim pelo menos uma das peças fricciona contra o retentor, o que faz com que os

retentores dinâmicos estejam sujeitos a desgastes. Isto naturalmente torna seu projeto e sua

aplicação mais difíceis.

- Retentores tipo anel "O"

Provavelmente o retentor mais comum usado em equipamento hidráulico, é o anel

"O". Um anel "O" é de borracha sintética moldada e tem sua seção transversal circular.

O anel de borracha é instalado num encaixe usinado numa das peças. Na instalação,

este anel é comprimido em ambos os diâmetros, tanto interno como externo. Entretanto, é um

retentor tanto atuado por pressão como compressão.

A pressão força o anel contra um lado do encaixe e para fora em ambos os diâmetros.

Assim a vedação é positiva contra duas superfícies circulares e uma superfície plana. O

acréscimo de pressão significa maior força contra as superfícies de vedação, permitindo reter

pressões extremamente altas. Os anéis "O" são usados principalmente em aplicações

estáticas.

Entretanto, podem ser usados também em aplicações dinâmicas quando há

movimentos recíprocos de curta extensão. Não são adequadas para vedar peças com

movimento rotativo (eixos) ou em aplicações onde a vibração é um problema.

- Anéis de encosto - (Backup)

Sob pressões elevadas, o anel de borracha de seção circular tem a tendência de ser

extrudado entre as folgas das peças que se acoplam. Numa aplicação estática, isto não seria

tão grave, porém a extrusão pode causar desgaste acelerado numa aplicação dinâmica.

Isto pode ser superado, instalando um anel de encosto rígido, no encaixe do anel "O",

no lado oposto ao da pressão.

Utilize anéis de encosto em ambos os lados do anel tipo "O", quando a pressão atuar

alternadamente, nos dois lados do retentor.

Figura 22 – Anel de secção redonda.

Figura 23 - Anel de encosto.

- Anéis cortados em torno

Em aplicações estáticas, o retentor cortado em torno é um substituto aceitável para

um anel de borracha de seção circular. Os anéis torneados são mais econômicos que os de

tipo "O", sendo cortados de tubos extrudados e não moldados individualmente. Existem

muitas aplicações onde os retentores torneados e os anéis do tipo "O" são intercambiáveis, se

forem do mesmo material.

Figura 24 - Retentores de secção retangular (cortados em torno).

- Anel do tipo "T"

O anel tipo "T" é largamente utilizado para vedar os pistões dos cilindros, haste e

outras partes que se movimentam alternadamente. É feito de borracha sintética moldado na

forma "T" e é apoiado por anéis de encosto nos dois lados. Os pontos de vedação são

arredondados e a vedação é semelhante à de anel "O". Obviamente, este retentor não terá a

tendência de rolar como o tipo "O". O anel T não é limitado às aplicações de curso curto.

Figura 25 - Anel tipo "T".

- Retentor labial

Estes retentores são dinâmicos de baixa pressão, usados, principalmente para vedar

eixos rotativos.

Um retentor típico de lábio consiste de um receptáculo metálico para suporte e

alinhamento da borracha sintética ou couro formando um lábio que é encaixado no eixo.

Freqüentemente se usa uma mola para manter o lábio em contato com o eixo.

Os retentores labiais são do tipo positivo. A vedação até certo ponto é ajudada pela

pressão. A pressão agindo no lábio (ou depressão atrás dele) produz uma aderência maior

deste contra o eixo, produzindo a vedação adequada.

Figura 26 - Retentor labial.

Altas pressões não podem ser retidas porque o lábio não tem apoio. Em certas

aplicações, a câmara que está sendo vedada, alterna sua condição de pressão à de depressão.

Existem retentores com dois lábios opostos para essas aplicações, para impedir a

entrada de ar ou sujeira bem como para reter o óleo.

- Retentores tipo copo

O retentor tipo copo, é um retentor positivo utilizado em muitos pistões de cilindros.

É atuado pela pressão em ambas as direções. A vedação é efetuada forçando o lábio do copo

contra a parede do cilindro.

Este tipo de retentor é aplicado e suporta altas pressões. Os retentores tipo copo

precisam ser bem apertados e ajustados no lugar. O pistão do cilindro é realmente uma placa

circular, onde são fixados os retentores tipo copo.

Figura 27 - Retentor tipo copo.

- Anéis de pistão

Os anéis de pistão são fabricados de ferro fundido ou de aço, polidos e as vezes

cromados.

Figura 28 - Anéis de pistão.

Oferecem menor atrito ao movimento que o couro ou os retentores sintéticos. São

freqüentemente utilizados em pistões de cilindros.

Um anel único não forma necessariamente uma vedação positiva. A vedação torna-se

positiva quando vários anéis são colocados lado a lado. São capazes de suportar altas

pressões.

- Gaxetas de compressão

As gaxetas de compressão formam um dos primeiros dispositivos para vedação

utilizados em sistemas hidráulicos e são usadas em aplicações tanto estáticas como

dinâmicas. Em aplicações estáticas as gaxetas estão sendo substituídas pelos anéis "O" ou

então retentores torneados. A maioria das gaxetas em uso atualmente são moldadas em forma

de "U" ou "V", e são usadas gaxetas múltiplas para tornar a vedação eficaz.

As gaxetas são comprimidas apertando-se um anel flangeado. Um ajuste apropriado é

crítico, porque o aperto excessivo acelerará o desgaste. Em certas aplicações a gaxeta é

suportada por uma mola para manter a força e diminuir o desgaste.

Figura 29 - Gaxetas de compressão.

- Retentor de face

Um retentor de face é usado em aplicações onde se necessita uma vedação para alta

pressão, ao redor de um eixo rotativo. A vedação se efetua pelo contato permanente entre

duas superfícies planas bem lisas, freqüentemente carbono e aço. O anel estacionário é

colocado no corpo da unidade. O outro é colocado no eixo e gira contra o primeiro,

estacionário. Uma das peças geralmente tem uma mola para melhorar o contato inicial e

absorver o desgaste. A pressão aumenta a força de contato, melhorando a vedação. Como se

pode esperar, a multiplicidade de peças e a precisão de usinagem nas faces de vedação

tornam este tipo de retentor bem dispendioso.

Figura 30 - Retentor de face.

- Juntas

Juntas são dispositivos utilizados para vedar superfícies planas. Os projetos antigos

previam juntas para vedação de flanges e válvulas em subplacas, atualmente utilizam-se

anéis "O".

12.21.9- Materiais de vedação

Até o desenvolvimento de borrachas sintéticas, na II Guerra Mundial, utilizava-se

couro, cortiça ou fibras impregnadas para se promover a vedação. Em função das alterações

sofridas pela borracha natural (alteração de forma e decomposição química) quando em

contato com óleo mineral, seu uso é raro em equipamentos hidráulicos.

As borrachas sintéticas são compatíveis com óleo mineral, e em função do tipo de

operação, podem apresentar várias composições diferentes.

A maioria dos retentores para equipamentos hidráulicos é feito de:

- Buna N (borracha nitrílica);

- Silicone;

- Neoprene;

- Teflon ou butyl.

- Retentores de couro

O couro sobreviveu à revolução da vedação com borracha sintética (elastômero) só

porque é barato e muito resistente. Muitos retentores tipo copo, de lábio e gaxetas de

compressão, de couro, são empregnados com um elastômero para melhorar a capacidade de

vedação.

A desvantagem do couro é uma tendência a produzir ruído quando seco e uma faixa

limitada de resistência a altas temperaturas.

Poucos retentores de couro suportam temperaturas acima de 74°C, temperatura esta

que é insuficiente para a maioria dos sistemas. O limite absoluto de temperatura de operação

para o couro deve ser ao redor de 93°C. Entretanto, o couro funciona bem a baixas

temperaturas de 0°C à - 50°C.

- Buna N

O elastômero Buna N (borracha nitrílica) é o material de vedação mais usado nos

sistemas hidráulicos modernos. É razoavelmente resistente, seu desgaste é moderado e é

econômico. Há muitas composições compatíveis com o óleo mineral. A maioria se molda

facilmente em qualquer forma.

A Buna N tem uma faixa de temperatura razoavelmente alta, quando em contato com

a maioria dos óleos minerais. Entretanto, pode se deformar (inchar) em contato com alguns

fluidos sintéticos.

- Silicone

O silicone é um elastômero que conserva suas características numa faixa de

temperatura mais ampla que a Buna N é, portanto um material com boas características para

vedar eixos rotativos e para ser usado como retentor estático em sistemas onde há variações

muito grandes de temperatura. Este mantém sua forma e a capacidade de vedar desde -50°C

até 260°C.

A altas temperaturas, o silicone tende a absorver óleo e inchar. Isto, entretanto, não é

uma desvantagem em aplicações estáticas.

Não é usado para retentores em movimento alternativo, porque se rasga e sofre

abrasão com muita facilidade. Retentores de silicone são compatíveis com a maioria dos

fluidos, sendo mais usados com fluidos resistentes ao fogo do que com os a base de petróleo.

- Neoprene

Um dos materiais elásticos mais antigos utilizados para vedação nos sistemas

hidráulicos é o Neoprene. É um material resistente, porém de uso limitado para sistemas

usando óleos minerais a baixa temperatura. Acima de 70°C, não convém usar Neoprene, pois

este tem tendência de se vulcanizar.

- Plásticos Flúor-plásticos e Flúor-elastômeros.

Vários materiais de vedação são sintéticos, pela combinação de flúor com um

elastômero ou plástico. Entre estes podemos citar o "Kel-F", "Viton A" e o "Teflon".

O nylon é outro material sintético com propriedades semelhantes, é freqüentemente

combinado com elastômeros para torná-los mais resistentes. Ambos, nylon e teflon são

usados como anéis de encosto, bem como para vedação.

O teflon é usado em forma de fita, para a vedação de juntas de tubos. Todos estes têm

resistência excepcional à alta temperatura (até 260°C) e são compatíveis com a maioria dos

fluidos hidráulicos.

12.21.10- Como evitar vazamentos

As três considerações gerais para se evitar um vazamento são:

1. Projetar um sistema que diminua essa probabilidade. (gaxetas ou montagem com

subplaca)

2. Instalação apropriada

3. Controle das condições de operação.

Vamos analisar rapidamente cada um desses casos:

- Projeto contra vazamento

Já vimos que os projetos de conexões com roscas retas e flanges soldados apresentam

menor possibilidade de vazamento do que as conexões padrão para tubos.

A instalação de válvulas com os tubos conectados permanentemente às placas de

montagem tem feito uma grande diferença em evitar vazamentos bem como facilitar a

manutenção.

A maioria das válvulas construídas atualmente é desse tipo. A expressão "montagem

por gaxeta", foi originalmente aplicada a este desenho porque as gaxetas foram usadas nas

primeiras válvulas montadas com subplaca.

O termo montagem "por gaxeta" ou em subplaca, é ainda usado para fazer referência

às válvulas montadas em subplacas vedadas com anéis de borracha tipo "O" ou anéis

torneados. Mais um passo foi dado nesse tipo de montagem, é o uso de blocos (Manifold).

Alguns são furados e outros combinam placas de montagem com placas recortadas,

soldadas umas sobre as outras, providenciando ligações entre as válvulas e eliminando

tubulação externa.

- Instalação apropriada

Uma instalação cuidadosa, não "mordendo" ou torcendo um retentor, assegura uma

conexão à prova de vazamento. Os fabricantes freqüentemente recomendam uma ferramenta

especial para a colocação correta de retentores de eixo do tipo labial. A vibração e a tensão

nas juntas são os fatores mais comuns que causam os vazamentos externos. Devem ser

evitados em uma instalação adequada.

- Condições de trabalho

O controle sobre as condições de trabalho pode se tornar muito importante para a

vida do retentor.

Os seguintes fatores de operação podem ajudar a evitar um vazamento:

- Evitar a contaminação

Um ambiente contaminado com umidade, sujeira ou qualquer material abrasivo,

tende a encurtar a vida dos retentores de eixo e de hastes de pistões ao ar.

Deve-se usar dispositivos de proteção nos ambientes contaminados. Igualmente

importante é ter o fluido limpo para evitar dano aos retentores internos.

- Compatibilidade de fluido

Alguns fluidos resistentes ao fogo atacam quimicamente e desintegram certos

retentores. Poucos retentores são compatíveis com todos os fluidos. O fabricante deve ser

sempre consultado quando da mudança de tipo de fluido, se houver qualquer dúvida quanto

ao retentor apropriado a ser usado. Os aditivos para fluidos (colocados pelo usuário de

máquinas), também podem atacar os retentores e devem ser usados somente após

recomendação do fornecedor do fluido.

- Temperatura

Em temperaturas extremamente baixas um retentor pode se tornar quebradiço,

perdendo assim sua função. Em temperaturas muito altas, um retentor pode ficar duro, mole

ou deformado. A temperatura de operação deve ser mantida dentro da faixa de resistência

dos retentores em uso.

- A Pressão

O excesso de pressão no fluido, pode danificar um retentor, causando o vazamento.

- Lubrificação

Nenhum retentor deve ser instalado ou operado a seco. Deverá ser lubrificado caso

contrário ele se gastará rapidamente e permitirá vazamento. Os retentores de couro devem

ser embebidos no fluido antes da instalação. Os retentores sintéticos não são absorventes

como o couro, porém devem ser lubrificados antes da instalação.

12.22- Reservatórios

O projetista de sistemas hidráulicos industriais tem uma vantagem sobre os de

sistemas aeronáuticos ou de equipamento móbile. Esta vantagem está na flexibilidade do

projeto de um reservatório.

Como raramente há problemas de localização ou de tamanho, o reservatório pode ser

projetado para desempenhar várias funções. Basicamente, armazena o fluido até que este seja

solicitado pelo sistema.

O reservatório deve ter espaço para a separação do ar do fluido, como deve permitir

também que os contaminantes sólidos sedimentem.

Além disso, um reservatório bem projetado ajudará a dissipar o calor gerado pelo

sistema.

12.22.1- Armazenamento de óleo:

O fluido utilizado em um sistema hidráulico deve ser armazenado de tal forma que

nunca seja insuficiente ou excessivo. Deve suprir tanto as necessidades mínimas

como máximas do sistema.

Deve satisfazer uma série de exigências: depósito de reserva, separador do líquido

sob pressão e ar, trocador de calor, suporte da bomba.

12.22.2- Construção do reservatório:

A base do reservatório deve ter o fundo suportado por 4 pés de no mínimo 150 mm (6

pol.) de altura, para facilitar sua remoção, drenagem, troca de calor com o ambiente. Os pés

devem ter furos para facilitar a fixação do tanque no solo.

No interior do reservatório deve existir uma chicana vertical para assegurar a

circulação do óleo, e se necessário um outro chicana horizontal para se evitar a formação do

vórtice.

Nas laterais menores deve existir duas tampas de inspeção para auxiliar no momento

da limpeza.

O fundo do reservatório deve ser confeccionado de tal forma que todo o fluido

armazenado possa ser drenado. A parte superior deve ser bem rígida para suportar uma

possível montagem de componentes do sistema. Essa tampa deve ser soldada

perimetralmente às paredes do reservatório.

Todos os dutos que venha a ter início ou fim no reservatório devem possuir uma

vedação perfeita através de anéis, flanges ou outros dispositivos. O duto de sucção

deve terminar a uma altura mínima de 50 mm (2”) do fundo do tanque e os dutos de

retorno e dreno deverão estar mergulhados, no mínimo, 75mm (3”) abaixo do nível

do fluido, ou ainda, como regra básica, uma vez e meia o diâmetro do duto de

retorno para evitar a entrada de ar. O reservatório deve ser pintado interna e

externamente para se evitar a oxidação. A tinta utilizada precisa ser compatível com

o fluido usado.

Um reservatório industrial típico conforme as normas da indústria é mostrado na

figura na página seguinte.

Figura 31 - Partes de reservatório.

É recomendável o uso de visores para facilitar as verificações do nível do fluido. Na

abertura para o abastecimento do fluido existe uma tela filtrante para evitar que se contamine

o fluido durante o reabastecimento.

12.22.3- Acessórios:

12.22.3.1 – Respiro

O respiro deve ter a forma de um capacete que impeça a precipitação de impurezas

sobre a tomada de ar.

Um tampão com respiro é utilizado na maioria dos tanques e este deve ter um filtro

de ar adequado para não alterar a pressão no interior do tanque, esteja ele cheio ou vazio. Em

geral, quanto maior for a vazão tanto maior deve ser o respiro. Em reservatórios

pressurizados naturalmente, não se usa respiro, e sim uma válvula para regular a pressão

interna.

Um reservatório de grande capacidade necessita de vários respiros, para que seja

mantida a pressão atmosférica em seu interior.

12.22.3.2 – Chicana

Uma chicana, que se estende longitudinalmente através do centro do tanque deve ter

uma altura de 2/3 do nível do fluido, é usada para separar a linha de entrada da de retorno

evitando assim a recirculação contínua do mesmo óleo.

Figura 32 - Chicana vertical.

Assim, a chicana:

1. Evita turbulência no tanque;

2. Permite o assentamento de materiais estranhos;

3. Ajuda a separar o ar do fluido;

4. Ajuda a dissipar o calor através das paredes do tanque.

12.22.3.3 – Bocal de enchimento

Quando colocamos fluido no reservatório, no servimos de um bocal, que é chamado

de bocal de enchimento. Essa peça pode vir acompanhada de um filtro de tela, com abertura

entre malhas de, aproximadamente, 200µ (0,2mm). A função desse filtro é evitar que

qualquer objeto sólido entre no reservatório, pois caso o sistema não tenha filtro de sucção

ou foi retirado, esse objeto será succionado pela bomba, danificando de forma irreparável.

12.22.3.4 – Indicadores de nível

Geralmente são usados de dois em dois e devem estar localizados de tal forma que

indiquem o nível mínimo e máximo de fluido no reservatório.

12.22.3.5 – Magnetos

São imãs utilizados para a captação de limalhas contidas no fluido, provenientes do

desgaste do equipamento hidráulico, ou mesmo, de um ambiente contaminado com esse tipo

de impureza.

12.22.4- Conexões e montagens de linhas

A maioria das linhas para o reservatório termina abaixo do nível do óleo. As

conexões dessas linhas ao tanque são feitas por flanges com vedação.

Este sistema evita a penetração de sujeira bem como facilita a remoção dos filtros

para a limpeza.

As linhas de sucção e de retorno devem estar bem abaixo do nível do fluido; de outra

forma, o ar pode se misturar com o óleo e formar espuma.

As linhas de dreno, entretanto, podem terminar acima do nível do fluido para evitar

contrapressão nas mesmas. As conexões sobre o nível do óleo precisam ser bem vedadas

para não permitir a entrada de ar no sistema.

As que estão sob o nível são apertadas o suficiente para permanecerem conectadas.

As linhas de sucção e de retorno devem estar abaixo do nível e as que não tenham

filtros acoplados, devem ser cortadas num ângulo de 45°. Isto evita uma restrição às

correntes normais do fluxo.

Numa linha de retorno, a abertura angulada deve ser posicionada de tal maneira que o

fluxo seja dirigido às paredes do tanque no lado oposto à linha de sucção da bomba.

12.22.5- Dimensionamento de um reservatório

Uma regra prática de dimensionamento de reservatório é fazer com que o seu volume

seja igual ou três vezes maior a vazão da(s) bomba(s) que alimenta(m) o sistema. Essa regra,

entretanto, nem sempre pode ser aplicada, pois em sistemas mais complexos, com muitos

cilindros e linhas de transmissões grandes, devemos estudá-los como se fosse um caso

particular, levando em consideração que não podemos ter fluido nem a menos, nem a mais.

É sempre desejável um reservatório grande para promover o resfriamento e a

separação dos contaminantes. No mínimo um reservatório deve conter todo o fluido do

sistema assim como manter um nível suficientemente alto para que não haja vórtices na linha

de sucção. Se isto ocorrer, haverá mistura de ar com o fluido.

A dilatação térmica do fluido, as alterações de nível devido à operação do sistema, a

área interna do tanque exposta à condensação de vapor de água e o calor gerado no sistema

são fatores a considerar.

Em equipamentos industriais é costume dimensionar um reservatório para pelo menos

duas ou três vezes o volume deslocado pela bomba operando por um minuto.

Regra Geral:

V (volume do reservatório) = Q (1/min) x 2 ou 3 (min)

Em sistema móbil ou aeronáutico, as vantagens de um reservatório grande, às vezes

precisam ser sacrificadas devido à limitação de espaço e peso.

12.22.6- Regra da altura do filtro de sucção

Se o filtro de sucção não estiver completamente submerso no fluido, introduziremos

uma grande quantidade de ar no sistema. Se, entretanto, o filtro estiver mergulhado a uma

altura muito pequena, poderemos ter a formação de vórtice na sucção, o que também

acarretará a entrada de ar.

A cota mínima “h” do nível do fluido ao filtro seja de 76,2 mm. (3 polegadas).

Formulou como cota mínima, uma vez e meia o diâmetro do duto de sucção; que a cota h,

deve ser de no mínimo 50 mm, a fim de que as impurezas precipitadas no fundo do

reservatório, não venham a entupir a parte inferior do filtro de sucção.

Caso seja impossível se observar uma dessas duas condições de cota h, costuma-se

introduzir no reservatório uma chicana horizontal um pouco abaixo do nível do fluido, pois

dessa forma, mesmo que ocorra a formação de um vórtice, o mesmo se extinguirá antes de

chegar ao filtro.

12.22.7 - Resfriamento do fluido

A geração de calor em um sistema hidráulico pode ser devida a vários fatores:

- Perdas mecânicas na bomba ou motor hidráulico;

- Restrições na linha devido a curvas mal elaboradas ou introdução de válvulas, tais como

reguladoras de pressão e vazão;

- Válvulas mal dimensionadas, e, é, válvulas que permitam uma vazão máxima menor do

que aquela exigida pelo sistema;

- Manifolds com excesso de válvulas;

- Fricção nas vedações internas dos cilindros, etc.

Grande quantidade desse calor gerado pelo sistema é levado para o reservatório,

através do próprio fluxo de fluido.

De acordo com a complexidade do circuito hidráulico, esse calor pode ser dissipado

apenas através das paredes dos cilindros e da tubulação e, principalmente, no reservatório.

Em contato com as paredes do tanque, o calor do fluido é trocado através da

condução e radiação, pois o calor é transmitido de um corpo mais quente para um outro mais

frio. O corpo mais quente, nesse caso, é o fluido, e o mais frio, o ar.

Um fator importante a ser levado em consideração é de nunca se colocar o duto de

retorno próximo de duto de sucção, pois o fluido que retorna ao reservatório volta

imediatamente para o circuito hidráulico, sem efetuar a troca de calor. Chicana vertical, que

obriga a circulação do fluido.

Quando do retorno do fluido, o mesmo percorre por duas vezes o comprimento do

reservatório para chegar ao duto de sucção. Ao percorrer todo esse caminho, o calor contido

no fluido vai se dissipando da forma como vimos.

Dependendo da necessidade, introduzimos um maior número de chicanas verticais

para forçar mais a circulação do fluido, aumentando a troca do calor pelo fenômeno da

convecção.

12.22.8 - Circulação interna de ar

Todo reservatório hidráulico deve possuir um respiro (respiro: manter Patm, eliminar

os gases devido o aquecimento) na base superior. Quando succionamos fluido para o

sistema, o nível decresce e aquele espaço antes ocupado pelo fluido, deve ser ocupado por

alguma outra coisa, pois, do contrário, teríamos a formação de uma pressão negativa (Pint <

Patm) e não conseguiríamos succionar o fluido para o reservatório. Na condição oposta, i, e ,

quando ocorre o retorno do fluido ao reservatório, o nível elevar-se-á novamente e teremos

que desocupar algum espaço para que isso ocorra, pois, do contrário, teríamos uma

contrapressão na linha de retorno. A pressão interna do reservatório deverá ser sempre igual

a pressão atmosférica, excetuando-se, evidentemente, o caso de termos um reservatório

pressurizado.

Esse espaço deve ser ocupado ou desocupado pelo ar atmosférico, e assim fica

evidente a utilização do respiro.

O fluido quando retorna ao reservatório pode absorver ar, devido a movimentação da

superfície livre, que deve ser eliminado para que sejam evitados problemas na sucção. Essa

desaereação só pode ser feita através do escape do ar contido nas bolhas de espuma, e esse

escape é feito pelo respiro.

12.23- Filtros

O fluido hidráulico é mantido limpo no sistema, principalmente por dispositivos tais

como filtros.

Utilizam-se também bujões magnéticos para captar partículas de aço no fluido.

Estudos recentes indicaram que mesmo partículas muito pequenas, de 1 até 5 microns têm

efeitos degradantes, causando falhas no sistema e acelerando a deterioração do óleo em

muitos casos.

Relação entre malha e mícron

Uma tela metálica simples é classificada pela capacidade de filtrar, por um número de

malha ou seu equivalente. Quanto mais alto o número da malha mais fina é a tela.

Os filtros feitos de outro material são classificados pelo tamanho mícron. Um mícron

é equivalente a um milionésimo (1/1. 000.000) de um metro. A menor partícula que o olho

humano pode ver tem aproximadamente 40 mícrons.

Figura 33 - Bujões magnéticos. Especificações nominais e absolutas

Quando se especifica um filtro em microns, refere-se à especificação nominal do

filtro. Um filtro de 10 microns, por exemplo, reterá a maioria das partículas de 10 microns ou

de tamanho maior.

A capacidade absoluta, entretanto, será um pouco maior, provavelmente ao redor de

25 microns.

A especificação absoluta é efetivamente, o tamanho da menor partícula a ser retida e

é um fator importante somente quando for imperativo que nenhuma partícula de um tamanho

específico possa circular no sistema.

12.23.1- Filtros para linhas de sucção

Encontra-se instalado no reservatório, abaixo do nível do fluido. Sua função é

impedir que os corpos sólidos de maior tamanho sejam succionados pela bomba,

danificando-a totalmente.

As malhas desse filtro devem ser maiores dos que as malhas dos filtros de pressão e

retorno, pois nunca podemos causar problemas na sucção. A abertura existente entre as

malhas é de 149µ. Deve-se evitar micragem pequena ⇒ maior entrada de ar.

Em um sistema hidráulico, o filtro pode estar localizado em três áreas distintas: na

linha de entrada, na linha de pressão, ou na linha de retorno. Os filtros de tela metálica são

geralmente usados para as linhas de sucção.

Os filtros micrômicos são geralmente usados nas linhas de retorno.

A figura abaixo demonstra um filtro de tela metálica, típico instalado dentro do

reservatório, na entrada da bomba.

Um filtro de malha 100, que serve para óleo fino, protege a bomba de partículas de

150 microns ou maiores.

Há também filtros para linha de sucção que são montados fora do reservatório bem

próximo à bomba. Este também é de malha grossa. Este filtro, normalmente como elemento

de celulose, cria uma queda de pressão às vezes não tolerável numa linha de sucção.

Figura 34 - Filtro de sucção.

- O filtro de sucção é feito de tela metálica.

Figura 35 – O filtro de sucção (entrada) protege a bomba.

12.23.2- Filtros para linhas de pressão

É montado na linha de pressão do sistema, quando se necessita uma perfeita limpeza

do fluido a ser introduzido em um componente do sistema.

Existem filtros projetados para uso nas linhas de pressão que podem reter as

partículas bem menores que os filtros de sucção. Um filtro assim pode ser aplicado onde se

deseja fazer uma filtragem mais perfeita do fluido, tais como válvulas, que toleram menos

sujeira do que uma bomba. Naturalmente, estes filtros precisam resistir à pressão do sistema

e são instalados na saída das bombas. É de alto custo de aquisição. (Válvulas servo pilotadas)

Figura 36 - Filtro de pressão.

Figura 37 - O filtro para linha de pressão é instalado na saída das bombas.

12.23.3- Filtros para linhas de retorno

Esse filtro é responsável pela filtragem de todo o fluido que retorna ao tanque,

carregado de impurezas que foram absorvidas no ciclo de trabalho.

Quando o elemento filtrante vai ficando contaminado, a pressão vai aumentando até

chegar a 1 bar, quando é acionada a válvula em bypass. Dessa forma, é sempre interessante

termos um manômetro de leitura de 0 a 10bar, colocado antes da válvula, pois assim,

saberemos que chegou a hora de trocar o elemento filtrante quando este manômetro estiver

registrando 1 bar.

Estes filtros também podem reter partículas muito finas antes que o fluido retorne

para o reservatório. São úteis principalmente em sistemas que não têm grandes reservatórios

para permitirem o assentamento dos contaminantes. Um filtro de retorno é quase que

obrigatório em sistemas que utilizam bombas de alto rendimento, pois estas possuem

tolerâncias pequenas em suas peças e não podem ser protegidas suficientemente apenas por

um filtro de sucção.

Figura 38 - Filtro de retorno.

Figura 39 - O filtro de retorno é instalado no retorno para o reservatório.

12.23.4- Materiais filtrantes

Os tipos de materiais filtrantes são classificados em mecânicos absorventes ou

adsorventes.

Os filtros mecânicos operam com telas ou discos de metal para reter as partículas. A

maior parte dos filtros mecânicos é de malha grossa.

Adsorvente - Adsorventes ou ativos, tais como carvão, não devem ser usados nos sistemas

hidráulicos, pois podem eliminar os aditivos essenciais do fluido hidráulico.

Absorvente - Esses filtros são usados para reter as partículas minúsculas nos sistemas

hidráulicos. São feitos de material poroso como: papel, polpa de madeira,

algodão, fios de algodão ou lã e celulose. Os filtros de papel são banhados com

resina para fortificá-los.

12.23.5- Os tipos de elementos filtrantes

São construídos de várias maneiras:

O tipo de superfície é o mais comum. Este tipo de filtro é feito de tecido trançado ou

então de papel tratado, que permitem a passagem do fluido. Um controle preciso de

porosidade é típico nos elementos tipo superfície.

Figura 40 - Elemento filtrante (tipo de superfície).

12.23.6- Filtros de fluxo total

O termo "fluxo total" aplicado ao filtro significa que todo fluxo no pórtico de entrada

passa através do elemento filtrante.

Na maioria desses filtros, entretanto, há uma válvula que abre numa pressão pré-

estabelecida para dirigir o fluxo direto ao tanque.

Isto evita que o elemento entupido restrinja o fluxo excessivamente.

O filtro da série OFM da Vickers é deste tipo. Foi projetado primariamente para

linhas de retorno com filtragem de 10 ou 25 microns através de um elemento tipo superfície.

O fluxo, como mostrado, é de fora para dentro, isto é, ao redor do elemento e através do

centro. Uma válvula de retenção se abre quando o fluxo total é restringido pelo elemento

contaminado, elevando a pressão. Para se trocar o elemento basta remover um só parafuso.

Figura 41 - Filtro de fluxo total.

12.23.7- Filtros tipo indicador

Os filtros indicadores são projetados para indicar ao operador quando se deve limpar

o elemento.

Havendo acúmulo de sujeira, a pressão diminui, movimentando assim o elemento.

Em uma extremidade deste está conectado um indicador, que mostra ao operador o estado do

elemento. Outra característica deste tipo de filtro é a facilidade com que se remove ou

substitui o elemento. A maioria dos filtros deste tipo foi projetada para uso na linha de

sucção.

Figura 42 - Filtro tipo indicador.

12.24 - A pressão atmosférica alimenta a bomba

Quem alimenta a bomba?

Diferença de pressão entre o reservatório e sua entrada. É necessário criar um vácuo

parcial ou uma pressão reduzida para que haja fluxo.

No vácuo total os líquidos vaporizam ⇒ formação de bolhas de ar no óleo (cavitação)

atravessam a bomba, explodindo com força considerável quando expostos à P saída.

Mesmo que o óleo tenha boas características de vaporização uma P muito baixa na entrada

permitirá ao ar misturado com óleo escapar (mistura ar com óleo) �pode causar a cavitação.

Quanto mais rápido a bomba girar menor será esta pressão, aumentando assim, a

possibilidade de cavitação.

Pressão à entrada de bomba menor ou igual à pressão de vapor � cavitação �fator

limitativo da altura de colocação de uma bomba Hmax ⇒ P1 = Pv

Cavitação: fenômeno que ocorre na câmara de bombeamento devido a implosão de bolhas de

vapor ou gás no fluido, quando se atinge a pressão de vaporização do mesmo.

Recomendações para se evitar cavitação:

- vácuo máximo de 0,85 Kgf/cm2;

- verificar filtro de sucção, está totalmente imerso no fluido e se o respiro do reservatório

não se encontra obstruído;

- evitar altas rotações da bomba;

- utilizar fluido na viscosidade indicada;

- alturas excessivas para que as linhas de entrada permitem o fluxo com um mínimo de

atrito;

- uniões do ducto de sucção estão bem vedadas;

- dimensões na linha de sucção estão corretas.

12.25- Bombas hidráulicas

A bomba é provavelmente o componente mais importante e menos compreendido no

sistema hidráulico. Sua função é a de converter a energia mecânica em energia hidráulica,

recalcando o fluido hidráulico ao sistema.

As bombas são feitas em vários tamanhos e formas, mecânicas e manuais com

diversos mecanismos de bombeamento e para diversas aplicações. Todas as bombas,

entretanto, são classificadas em uma de duas categorias básicas: Hidrodinâmica ou

Hidrostática.

- Hidrodinâmica

As bombas de deslocamento não positivo, por exemplo, as centrífugas, são usadas

normalmente na transferência de fluidos, onde a resistência ao escoamento é provocada

apenas pelo peso do fluido e pelos atritos conseqüentes ao escoamento. A maioria das

bombas de deslocamento não positivo opera pela força centrífuga onde o fluido, ao entrar na

bomba, é expelido para a saída por meio de um impulsor que gira rapidamente.

Figura 43 - Bombas centrífugas.

Não existe uma vedação positiva entre os pórticos de entrada e de saída e as

capacidades de pressão dependem da velocidade de giro. Embora estas bombas forneçam um

fluxo suave e contínuo, sua vazão diminui quando a resistência aumenta. É possível bloquear

completamente o pórtico da saída em pleno funcionamento da bomba. Por estas razões, as

bombas de deslocamento não positivo são raramente usadas em sistemas hidráulicos.

- Hidrostática

As bombas de deslocamento positivo são denominadas, também, de bombas hidrostáticas.

Uma vedação mecânica separa a entrada e saída da bomba, e o volume de fluido succionado

é transferido para o lado de saída e fornecido para o sistema. A sucessão de pequenos

volumes de fluidos transferidos dessa forma proporciona uma vazão bem uniforme,

independente do aumento de pressão no sistema, tendo-se assim, uma quantidade de fluido

positiva que é transferida ao mesmo sistema por unidade de revolução ou curso.

Naturalmente, a vazão poderá ser mais ou menos uniforme, de acordo com a característica

construtiva da bomba.

Como permitem a transmissão de potência, essas bombas são aplicadas em circuitos

óleos-hidráulicos.

As bombas de deslocamento positivo são geralmente, apresentadas pela sua

capacidade máxima de pressão a que pode resistir e vazão nominal, a partir de uma

determinada rotação e potência fornecidas.

A vazão da bomba aumenta ou diminui em uma relação direta com a rotação fornecida.

As bombas podem ser de deslocamento fixo ou variável, sendo que, as variáveis

podem ter a possibilidade de variar a vazão de um valor máximo até zero, em sentido único

ou com reversão de sentido. As bombas de deslocamento positivo fornecem uma dada

quantidade de fluido para cada rotação ou ciclo. A vazão, à exceção de perdas por vazamento

é independente da pressão, tornando-se adequadas para transmitir força.

12.25.1- Especificações de bombas

As bombas são geralmente classificadas por sua capacidade de pressão e pela sua vazão a

uma dada velocidade de giro.

12.25.1.1- Pressão nominal

A faixa de pressão de uma bomba é determinada pelo fabricante, baseado numa vida

útil razoável da bomba sob condições de operação específicas. É importante notar que não há

um fator de segurança padronizado nesta relação. Operando com pressões elevadas pode-se

reduzir a vida de serviço da bomba ou causar danos sérios.

12.25.1.2- Deslocamento

Uma bomba é caracterizada por sua vazão nominal. Realmente sem carga a vazão

recalcada é maior que à pressão de trabalho. Sua vazão também é proporcional à velocidade

de giro. O deslocamento é o volume de fluido transferido numa rotação. É equivalente ao

volume de uma câmara de bombeamento multiplicado pelo número de câmaras. Expressa-se

o deslocamento em cm³/rot.

A maioria das bombas tem um deslocamento fixo que não pode ser modificado a não

ser pela substituição de certos componentes. É possível, entretanto, variar as dimensões da

câmara de bombeamento por meio de controles externos, variando assim o deslocamento.

Em certas bombas de palhetas não balanceadas e também em muitas unidades de pistões, o

deslocamento pode ser variado de zero ao máximo, tendo algumas ainda a possibilidade de

inverter a direção do fluxo.

12.25.1.3- A vazão (lpm)

Muitos fabricantes fornecem uma tabela ou gráfico, mostrando a vazão de uma

bomba e a demanda de energia sob condições de teste em relação às velocidades de rotação e

pressão.

Tabela 4 – Tabela Típica de Especificações

12.25.1.4- O rendimento volumétrico

Teoricamente, uma bomba desloca uma quantidade de fluido igual a seu

deslocamento em cada ciclo ou rotação. Na realidade, o deslocamento verdadeiro é inferior

devido a vazamentos internos. Quanto maior a pressão, maior será o vazamento da saída para

a entrada da bomba ou para o dreno, reduzindo assim, o rendimento volumétrico.

O rendimento volumétrico é igual à vazão real que a bomba recalca, dividida pela

vazão que teoricamente recalcaria se não ocorressem vazamentos.

ηv = Vazão real x 100

Vazão teórica

Por exemplo, se teoricamente uma bomba recalcaria 40 l/min e a 70 bar recalca 36 l/min, seu

rendimento volumétrico é de 90% a 70 bar.

%901004036

v =×=η

12.25.2- Classificação e descrição das bombas

As bombas de deslocamento positivo podem ser:

A

L

T

Pistão

ou

Êmbolo

Duplo efeito

Simplex

Duplex

Acionadas por

vapor

E

R

N

A

T

I

V

A

S

Diafragma

Simples efeito

Duplo efeito

Simplex

Duplex

Triplex

Multiplex

Simplex

Multiplex

Acionadas por

motores de

combustão

interna ou

elétricos

Operação por

fluido ou

mecanicamente

R

O

T

A

T

I

V

A

S

Um só rotor

Rotores múltiplos

Palhetas

Pistão rotativo

Elemento flexível

Parafuso simples

Engrenagens

Rotor lobular

Pistões oscilatórios

Parafusos

deslizantes

oscilantes

flexíveis

exteriores

interiores

duplos

múltiplos

Nas bombas volumógenas existe uma relação constante entre a descarga e a

velocidade do órgão propulsor da bomba.

Nas bombas alternativas, o líquido recebe a ação das forças diretamente de um pistão

ou êmbolo (pistão alongado) ou de uma membrana flexível (diafragma).

Podem ser de:

Simples efeito - quando apenas uma face do êmbolo atua sobre o líquido.

Duplo efeito - quando as duas faces atuam.

Chamam-se ainda:

Simplex - quando existe apenas uma câmara com pistão ou êmbolo.

Duplex - quando são dois pistões ou êmbolos.

Triplex - quando são três os pistões ou êmbolos.

Multiplex - quando são quatro ou mais pistões ou êmbolos.

Figura 44 - Bomba de êmbolo de simples efeito.

Podem ser acionadas pela ação do vapor (steam pumps) ou por meio de motores

elétricos ou também por motores de combustão interna (power pumps).

Nas bombas citadas, o pistão ou êmbolo pode ser de simples ou duplo efeito. As

figuras abaixo representam croquis de várias bombas de êmbolo.

`

Figura 45 - Bomba de êmbolo de simples efeito.

Figura 46 - Bomba alternativa de pistão de simples efeito.

Figura 47 - Bomba alternativa de pistão de duplo efeito.

Nas bombas rotativas, o líquido recebe a ação de forças provenientes de uma ou mais

peças dotadas de movimento de rotação que, comunicando energia de pressão, provocam seu

escoamento. A ação das forças se faz segundo a direção que é praticamente a do próprio

movimento de escoamento do líquido. A descarga e a pressão do líquido bombeado sofrem

pequenas variações quando a rotação é constante. Podem ser de um ou mais rotores.

Existe uma grande variedade de tipos de bombas rotativas, entre as quais as indicadas

na Fig. 48.

Figura 48 - Bombas rotativas.

12.25.3- Tipos de bombas

- Tipos de bombas de vazão fixa:

- manuais

- engrenagens

- parafusos

- palhetas

radiais

- pistões

axiais

- Tipos de bombas de vazão variável:

- manuais

- palhetas

radiais

- pistões

axiais

12.25.3.1- Bombas manuais:

A bomba manual é aquela que é acionada pela força muscular do operador. A mais

conhecida delas é a bomba de poço, de aplicação bem conhecida em locais em que a água é

obtida de poços.

Seu funcionamento é simples, e, para melhor ilustrá-lo, explicaremos o acionamento

da bomba manual na figura que segue.

Figura 49 - Bomba manual de dupla ação.

Quando movimentamos a alavanca no sentido indicado pela flecha, o pistão interno

ao cilindro mover-se-á da esquerda para a direita, succionando fluido do reservatório pela

entrada “1” e impulsionando óleo de dentro do cilindro pela saída “4”, ao mesmo tempo em

que a entrada “2” permanece fechada pela ação da mola e da pressão do óleo que está sendo

impulsionado, assim como a saída “3” também permanece fechada pela ação da mola e da

pressão negativa ocasionada na sucção. O mesmo acontece no movimento inverso em que a

entrada do óleo se dá pelo orifício “2” e saída pelo “3” enquanto “1” e “4” permanecem

fechados.

12.25.3.2- Bombas de engrenagens:

A bomba consiste de duas engrenagens, sendo uma motriz acionada pelo eixo e outra

movida, montadas numa carcaça com placas laterais (chamadas placas de desgaste ou

pressão).

Figura 50 - Bomba de engrenagens externas.

As engrenagens giram em sentidos opostos criando uma depressão na câmara de

entrada da bomba. O fluido introduz-se nos vãos dos dentes e é transportado junto à carcaça

até a câmara de saída. Ao se engrenarem novamente, os dentes forçam o fluido para a

abertura de saída. A alta pressão na abertura de saída impõe uma carga radial

desbalanceadora nas engrenagens e nos rolamentos que as apóiam. A figura abaixo, ilustra

uma bomba típica de engrenagens com dentes internos, nesta, as câmeras de bombeamento

são formadas entre os dentes das engrenagens.

Uma vedação em forma de meia lua é montada entre as engrenagens e localizada no

espaço entre a abertura de entrada e de saída, onde a folga entre os dentes das engrenagens é

máxima.

Figura 51 - Bombas de engrenagens internas.

Características das bombas de engrenagens

A maioria das bombas de engrenagens é de deslocamento fixo. Elas existem numa faixa

de pequenas a grandes vazões.

Devido ao fato de serem do tipo não balanceado, são geralmente unidades de baixa

pressão, porém existem bombas de engrenagens que atingem até 200 bar. Com o desgaste, o

vazamento interno aumenta.

Entretanto, as unidades são razoavelmente duráveis e toleram a sujeira mais do que

outros tipos. Uma bomba de engrenagens com muitas câmaras de bombeamento gera

freqüências altas e, portanto tende a fazer mais barulho, porém, foram feitos muitos

melhoramentos nestes últimos anos, com o intuito de diminuir o nível de ruído.

12.25.3.3- Bomba de rotores lobulares

Seu princípio de funcionamento é idêntico ao das bombas de engrenagens,

sendo que, as engrenagens, são substituídas pelos rotores do tipo Roots, que chamamos de

lóbulos.

Figura 52 - Bomba de rotores lobulares

Aqui não existe o contato direto entre os lóbulos como ocorre na bomba de

engrenagens. Os rotores são acionados por duas engrenagens que ficam externamente à

bomba. Podemos notar que, a vazão menos suave neste tipo de bomba e o nível de ruído será

mais elevado, além de seu custo também ser relativamente alto. Sua utilização, portanto, será

limitada a casos específicos.

12.25.3.4- Bombas de palhetas

O princípio de funcionamento de uma bomba de palhetas é mostrado na figura

abaixo. Um motor provido de ranhuras gira dentro de um anel excêntrico. Nas ranhuras do

rotor são colocadas as palhetas as quais entram em contato com a face interna do anel

quando o rotor gira.

Figura 53 - Funcionamento de uma bomba de palhetas não balanceadas.

A força centrífuga e a pressão sob as palhetas as mantém contra o anel. Formam-se

câmaras de bombeamento entre palhetas, rotor, anel e as duas placas laterais. Na abertura de

entrada, a pressão diminui quando aumenta o volume entre o rotor e o anel. O óleo que entra

neste volume fica preso nas câmaras, sendo empurrado para a abertura de saída quando este

volume diminui. A vazão da bomba depende da espessura do anel e do rotor, bem como do

contorno do anel.

Figura 54 - Deslocamento de uma bomba de palhetas.

12.25.3.4.1- Bombas tipo não balanceado

A construção da bomba é do tipo não balanceado e o eixo sofre uma carga radial

quando houver pressão no sistema e, portanto, no rotor. Esta construção do tipo não

balanceado é limitada, em grande parte, à bomba de deslocamento variável.

Figura 55 - Bomba de palhetas de deslocamento variável compensado por pressão.

O deslocamento desta bomba pode ser modificado através de um controle externo, tal

como um volante ou então, um compensador de pressão. O controle movimenta o anel

mudando a excentricidade entre o anel e o rotor, reduzindo ou aumentando, conforme a

posição do anel e câmara de bombeamento.

12.25.3.4.2- Bombas tipo balanceado

Hoje, a maioria das bombas de palhetas de deslocamento fixo utiliza o conjunto

balanceado idealizado por Harry Vickers, que desenvolveu a primeira bomba de palhetas

hidraulicamente balanceada, de alta velocidade e de alta pressão, na década de 1920. Esta

bomba e suas invenções subseqüentes contribuíram ao rápido avanço da indústria da

hidráulica e da companhia por ele fundada, conhecida hoje como a divisão Vickers da

TRINOVA.

Neste tipo, o anel é elíptico ao invés de redondo, o que permite dois conjuntos de

pórticos internos.

Figura 56 - Princípio de balanceamento em uma bomba de palhetas.

As duas aberturas de saída e as duas de entrada, são separadas de 180°, de tal forma

que as forças de pressão ou de sucção no rotor se cancelam evitando a carga radial no eixo e

nos rolamentos. O deslocamento de fluido deste tipo não pode ser variado. Porém, são

fabricados anéis intercambiáveis com elipses diferentes, tornando possível modificar uma

bomba para aumentar ou diminuir sua vazão.

12.25.3.4.3- Bombas duplas redondas

As bombas redondas também são construídas em versões duplas, com dois conjuntos

rotativos e com um único eixo comum. A figura abaixo mostra uma bomba dupla.

Figura 57 - Bomba dupla redonda.

12.25.3.4.4- Bombas de palhetas tipo "quadrado"

Estas bombas foram feitas originalmente projetadas para aplicações mobile. São

também hidraulicamente balanceadas, porém sua construção é mais simples que as bombas

redondas. O conjunto rotativo consiste de um anel, montado entre o corpo da bomba e a

tampa, um rotor, doze palhetas e uma placa de pressão, comprimida por uma mola. O pórtico

da entrada se encontra no corpo da bomba e o de saída na tampa a qual pode ser montada em

quatro posições diferentes, para facilitar a montagem da tubulação.

Figura 58 - Bomba de palheta tipo "quadrado".

Funcionamento

A mola comprime a placa de pressão contra o anel. Quando a pressão na abertura de

saída aumenta esta se associa à pressão da mola para fixar a placa contra o anel e o rotor,

superando as forças internas que tendem a separá-los.

Figura 59 - Princípio de funcionamento.

A partida é efetuada ao se gira o eixo a aproximadamente 600 rpm, com isto a força

centrífuga será suficiente para expulsar as palhetas de dentro das ranhuras encostando-as na

superfície interna do anel.

A placa de pressão possui ranhuras que permitem que a pressão de recalque atuem

sob as palhetas de tal forma a aumentar a intensidade da força que as comprimem contra o

anel.

Se for necessário inverter o sentido de rotação do eixo, será preciso remover o anel e

recolocá-lo invertido. As setas, impressas no próprio anel, indicam em que sentido o eixo

deve girar.

Estas bombas são fabricadas em vários tamanhos, com diversos conjuntos disponíveis

para cada modelo. As bombas duplas têm uma abertura de entrada comum, entre as duas

unidades.

Figura 60 - Bomba dupla "quadrada".

A descarga de um conjunto normalmente o maior dos dois, está localizada no lado do

eixo, e a outra, na tampa. A construção do conjunto é igual à de uma bomba simples,

facilitando as combinações de tamanhos e vazões.

12.25.3.4.5- Bombas de palhetas de alto rendimento

O mais recente projeto de bombas de palhetas balanceadas é a série de alto

rendimento, para pressões mais altas e maiores velocidades de acionamento.

Uma bomba simples típica e a bomba dupla é mostrada nas figuras abaixo.

Figura 61 - Bomba de palhetas de alta eficiência.

Figura 62 - Construção de bomba dupla de alto rendimento.

12.25.3.4.5.1- Intrapalhetas

Os conjuntos de bombas de alto rendimento incorporam intrapalhetas (pequenos

suplementos nas palhetas), para variar a força de contato destas contra o anel, nos quadrantes

de alta e baixa pressão.

Figura 63 - Princípio de funcionamento.

As bombas redondas e quadradas já mencionadas utilizam a pressão de saída na parte

inferior das palhetas, constantemente, para promover o contato efetivo desta contra o anel.

Nas unidades de alto rendimento, devido à relação entre tamanho e pressão, esta

caracterização pode resultar em sobrecarga e desgaste prematuro nas pontas das palhetas e

do contorno do anel.

Nestas bombas a pressão é mantida nas duas extremidades das palhetas, por meio de

furos especiais no rotor, bem como no vão proporcionado pela intrapalheta.

Como a pressão atua nas duas extremidades da palheta, esta fica equilibrada, restando

então somente a força centrífuga, para fazer o contato deste contra o anel.

Esta característica elimina cargas excessivas no contato da palheta com o anel bem

como impede que esta se separe do anel em condições de cavitação.

12.25.3.4.5.2- Conjunto rotativo pré-montado (Cartucho)

O conjunto rotativo utilizado na bomba de alto rendimento é composto de um anel,

rotor, palhetas, intrapalhetas, placas de pressão flexíveis, placas de desgaste, pinos guia e

parafusos pré-montados.

Conjuntos para reposição são fornecidos (pré-testados) para substituição rápida. São

montados para girar só à direita ou só à esquerda, porém podem ser alterados, se necessário,

para girar em sentido oposto. As setas servem como guia do sentido de acionamento. Os

pórticos de entrada e saída da bomba não se modificam, tanto com rotação à direita quanto à

esquerda.

Figura 64 - Conjunto rotativo pré-montado.

12.25.3.4.5.3- Posições dos pórticos

As séries de bombas de alto rendimento assim como as bombas "quadradas" são

construídas de tal maneira que as posições dos pórticos possam ser facilmente modificadas

para qualquer uma das quatro combinações.

Isto é conseguido removendo-se os quatro parafusos e girando a tampa. O conjunto

dentro do corpo precisa ser girado também, caso contrário a abertura de entrada pode ser

restringida pelo conjunto.

Os dois pinos guia se encaixam nos furos de tampa para facilitar a montagem, bem

como para assegurar a posição correta do conjunto.

12.25.3.4.5.4- Características de operação de bombas de palhetas

As bombas de palhetas cobrem uma faixa de pequena a grande vazão, com pressões

de trabalho de até 200 bar. São seguras, de fácil manutenção. A superfície interna do anel e

as pontas das palhetas são os pontos de maior desgaste, e esses são compensados pelas

palhetas que podem se mover mais nas ranhuras do rotor. A limpeza e um fluido apropriado

são essenciais para uma vida longa em serviço. Recomenda-se óleo de petróleo com boas

características anti-desgaste. Entretanto, muitas bombas têm trabalhado, com sucesso com

fluidos sintéticos.

12.25.3.5- Bombas de pistão axial com placa inclinada

Em bombas de pistão do tipo axial, o conjunto de cilindros e o eixo estão na mesma

direção e os pistões se movimentam paralelamente ao eixo de acionamento. O tipo mais

simples é mostrado na figura abaixo. Um eixo gira o bloco de cilindros. Os pistões são

ajustados aos cilindros e apoiados por sapatas sobre uma placa inclinada.

Figura 65 e 66 - Bomba de pistões em linha.

Quando se gira o conjunto as sapatas seguem a inclinação da placa, causando um

movimento alternado dos pistões nos seus cilindros.

Figura 67 - Princípio de funcionamento.

Os pórticos são localizados de tal maneira que a linha de sucção se situe onde os

pistões começam a recuar e a abertura de saída onde os pistões começam a ser forçados para

dentro dos cilindros no conjunto.

Deslocamento

Nessas bombas, o deslocamento também é determinado pelo tamanho, quantidade de

pistões e seus cursos a função da placa inclinada é a de controlar o curso dos pistões.

Nos modelos de deslocamento variável, a placa está instalada num balancim.

Movimentado-se este, o ângulo da placa varia para aumentar ou diminuir o curso dos pistões.

Este pode ser posicionado manualmente, por servo controle, por compensador de pressão, ou

então por qualquer outro meio de controle. As figuras abaixo demonstram um controle por

compensador. O ângulo máximo nas unidades mostradas é 17,5 graus.

Figura 68 - Variação do deslocamento da bomba de pistões em linha.

Funcionamento do compensador

O funcionamento do compensador numa bomba de pistões em linha é mostrado

esquematicamente na figura abaixo. O controle consiste de uma válvula compensadora

equilibrada entre a pressão do sistema e a força de uma mola, um pistão que é controlado

pela válvula que movimenta o balancim e uma mola para retornar este balancim.

Figura 69 - Funcionamento do compensador.

Se não houver pressão no sistema a mola segura o balancim na inclinação máxima. A

medida que a pressão do sistema for aumentando, ela age na extremidade do embolo da

válvula. Quando esta pressão for suficiente para vencer a força da mola do embolo

compensador, este se desloca e permite que o óleo entre no pistão (o que é movimentado

pela pressão do óleo) diminuindo o ângulo do balancim e, portanto diminuindo o

deslocamento da bomba. Se a pressão do sistema for menor que a força da mola, o êmbolo

será forçado a voltar, o óleo do pistão será drenado na carcaça da bomba e uma mola

empurra o balancim ao ângulo máximo. Assim, o compensador ajusta a vazão de óleo

necessária para manter uma determinada pressão. Evita-se assim uma perda excessiva de

energia, que normalmente ocorre através da válvula de segurança descarregando a vazão

total da bomba durante operações de travamento.

12.26- Válvulas de pressão

As válvulas controladoras de pressão assumem diversas funções nos sistemas

hidráulicos, tais como: estabelecer a pressão máxima, reduzir a pressão de certas

linhas do circuito, estabelecer seqüências de movimentos e outras. A base de

operação dessas válvulas é um equilíbrio entre pressão e a força de uma mola. A

maioria é de posicionamento infinito; isto é, a válvula pode assumir várias posições

entre a de totalmente aberta e a de totalmente fechada, dependendo da vazão e da

diferença de pressão. As válvulas controladoras de pressão, são usualmente

chamadas por suas funções primárias, ou seja, válvulas de segurança, de seqüência,

de frenagem etc.. Elas são classificadas pelo tipo de conexões, pelo tamanho e pela

faixa de pressões de trabalho.

As válvulas reguladoras de pressão têm por função básica limitar ou determinar a

pressão do sistema hidráulico para a obtenção de uma determinada função do equipamento

acionado. Podem ser encontradas trabalhando em qualquer uma das cinco situações

seguintes:

Limitando a pressão máxima do sistema

Todos os sistemas que possuírem uma bomba de deslocamento fixo necessitam de

uma válvula de segurança. Quando por exemplo, uma bomba manda fluido para um cilindro

e este chega ao fim de curso, a pressão sobe de tal forma até um nível máximo em que ocorre

dano ao sistema. Vemos, portanto, que a limitação da pressão, através de uma reguladora de

pressão, é decisiva nesse tipo de circuito.

Determinando um nível de pressão de trabalho

Em alguns sistemas o alívio é um mero fator de segurança, em outros, é componente

do controle do trabalho. Aqui, a reguladora de pressão mantém a pressão do sistema em um

nível uniforme, às vezes desviando para o tanque parte de todo o fluido fornecido pela

bomba durante determinados momentos do ciclo de trabalho. Ela controla a força ou torque

máximo dos atuadores, assegurando a não danificação do equipamento ou da peça a ser

trabalhada.

Determinando dois níveis diferentes de pressão

Alguns sistemas necessitam de pressões mais elevadas em determinadas partes do

ciclo de trabalho e mais inferiores em outras. Isso pode ser previsto na utilização das

reguladoras de pressão.

Determinando ao mesmo tempo dois níveis de pressão distintos

Uma reguladora do tipo alívio determina a alta pressão e uma redutora, a baixa. Uma

pode ser ajustada diferentemente da outra sem se afetarem mutuamente, de acordo com a

posição que elas assumiram no sistema hidráulico.

Descarregando a bomba

Alguns circuitos às vezes não necessitam de toda a potência fornecida em

determinadas fases do ciclo. A potência em excesso, geralmente, transforma-se em calor,

aquecendo o fluido. Uma reguladora ajustada de forma conveniente evita que isso ocorra.

Os dispositivos de controle de pressão conhecidos podem ser:

- Válvulas de alívio e segurança

- Válvulas de descarga

- Válvulas de contrabalanço

- Válvulas de seqüência

- Válvulas redutoras

- Válvulas supressoras de choque

12.26.1- Válvula de segurança (Alívio de pressão)

As válvulas de segurança estão presentes em praticamente todos os sistemas

hidráulicos. É uma válvula normalmente fechada, situada entre a linha de pressão

(saída da bomba) e o reservatório. Sua função é a de limitar a pressão no circuito ou

em parte dele, , a um nível pré-selecionado, pelo desvio de uma parte ou de toda a

vazão da bomba ao reservatório quando o ajuste da válvulas é alcançado., e, proteger

o sistema, e os diversos equipamentos que o compões, contra sobrecargas.

12.26.1.1- Válvula de alívio e segurança de operação direta (Válvula de segurança

simples)

Constitui-se basicamente de um corpo contendo duas aberturas, sendo uma de entrada

de fluido sob pressão e outra de saída para o reservatório.

Como mostra a fig. dentro do corpo se encontram montados uma esfera ou “poppet”

(cone) mantidos contra sua sede por efeito da mola cuja tensão é regulada através de um

parafuso.

Figura 70 – Símbolo e válvula de segurança.

Seu principio de funcionamento é simples. A pressão existente no sistema é aplicada

diretamente sobre a parte da esfera ou “poppet” exposta a pressão. Essa esfera ou “poppet” é

mantida assentada na sede pela ação da mola. Quando a pressão sobrepuja a ação da mola, a

esfera ou “poppet” afasta-se da sede permitindo que o fluido escape para o reservatório,

aliviando a pressão.

Se a pressão continua a subir, comprimimos mais a mola afastando ainda mais a

esfera ou “poppet” e dessa forma uma vazão maior de fluido retorna para o reservatório.

Vemos, portanto, que quanto maior for a pressão, mais comprimida estará a mola,

guardando entre si uma relação diretamente proporcional até um valor máximo em que toda

a vazão da bomba é desviada para tanque.

Observe-se que apesar de acontecer o desvio de determinada vazão de fluido para o

reservatório, a pressão do sistema permanece constante pois, se de alguma forma ela

decrescer a um nível abaixo da mínima pressão de abertura, imediatamente a mola empurra a

esfera ou “poppet” contra a sede, fechado novamente a passagem.

A pressão na qual a válvula começa a abrir é denominada de “pressão de

abertura”(cracking pressure). A pressão na qual toda a vazão da bomba é desviada para

tanque é denominada de “pressão de máxima vazão” (full flow pressure) que é maior do que

a pressão de abertura. E finalmente, depois de feito o alívio, a válvula deve novamente, e

para se iniciar um novo ciclo, a pressão deve cair para um nível inferior à pressão de

abertura, já que a tendência do óleo é continuar a fluir (equação de Bernoulli); a essa pressão

damos o nome de “pressão de ressentamento” (reseating pressure).

A título de caráter informativo, podemos dizer que a pressão de abertura gira em

torno de 50 a 60% da pressão de máxima vazão. Podemos observar que durante o intervalo

entre essas duas pressões, passamos a ter um sistema em baixa eficiência com perda de

potência transformada em calor.

- Utilização

O uso das válvulas de alívio de ação direta é limitada, pois, não permitem uma

regulagem precisa da pressão, não possuindo boa repetibilidade e estabilidade. É uma

válvula desse tipo, regulada para 70 bar, pode abrir a uma pressão bem diferente desse valor

regulado.

- Onde pode ser utilizada

Para sistemas de baixa potência e vazão, a válvula de alívio e segurança de operação

direta é a melhor escolha devido ao custo. Para sistemas de maior potência só se recomenda

sua operação em “stand by” a fim de prever a segurança do circuito.

Podemos também utilizar essa válvula como controladora do piloto de uma válvula

de alívio de operação indireta (controle remoto,). Da mesma forma são utilizadas em linhas

de ventagem em que, como nas linhas piloto, a vazão é menor.

- Onde não pode ser utilizado

Alguns tipos de válvulas de alívio de operação direta emitem um pequeno ruído a

determinadas vazões e pressões. Esse ruído é provocado por uma vibração interna ou

flutuação da esfera ou “poppet”, que, se danificarão, caso a válvula esteja sendo utilizada

constantemente para a descarga da bomba.

Devido a grande diferença entre a pressão de abertura e a pressão de vazão máxima, a

alívio de operação direta não fornece uma boa proteção ao sistema se estiver regulada para

prever uma operação em “bleed” (sangria ou desvio de fluido). Se for regulada para uma

pressão mais baixa, a válvula comprometerá a velocidade e potência dos atuadores, assim

como, haverá uma geração de calor excessiva.

12.26.1.2- Válvula de alívio e segurança diferencial

Trata-se de uma variação de alívio direta cuja finalidade é expor uma área menor do

poppet a ação da pressão do sistema, permitindo a utilização de molas mais fracas e de

menores dimensões com melhores características, aumentando assim, a performance da

válvula.

A figura mostra esse tipo de válvula no qual temos um pequeno pistão diferencial que

possui um pescoço na parte central e um ressalto na parte inferior. Esta válvula opera em

dois estágios. O estágio piloto no corpo superior contém a válvula limitadora de pressão e

um pequeno pistão é mantido na sede por uma mola ajustável. Os pórticos se encontram no

corpo inferior, e o desvio de fluxo é conseguido devido ao deslocamento de um pistão

balanceado localizado neste corpo. A pressão do sistema entrando por qualquer uma das

duas tomadas laterais, vai agir em uma área anular que é dada pelo valor da área do pequeno

pistão menos a área do ressalto da parte inferior.

Figura 71 - Válvula de segurança composta.

Pela variação do diâmetro do ressalto, variamos a área efetivamente exposta à

pressão, de acordo com o desejado. A pressão do sistema sobrepujando a ação da mola,

obriga o conjunto a se deslocar até que, num determinado ponto, o óleo é aliviado para

tanque.

Quando se necessita de válvulas diferenciais para altas capacidades de pressão e

vazão, utiliza-se esse tipo de válvula.

12.26.1.3 - Válvula de alívio e segurança de operação indireta

Também denominadas de válvulas de alívio e segurança pilotadas. São aqueles em

que uma válvula de operação direta comanda a operação de uma válvula direcional de duas

vias.

O princípio de funcionamento da válvula de alívio pilotada é simples. Tomando como

referência o esquema da figura anterior, vemos que a pressão procedente do sistema

hidráulico penetra na válvula pela entrada de pressão e age contra o “spool”(carretel) que se

encontra na posição tal que fecha a passagem de óleo para tanque. Essa mesma pressão irá

agir contra a válvula de alívio de operação direta de controle através do orifício existente no

“spool”. Ao mesmo tempo, essa pressão irá agir em ambos os lados do “spool” que, tendo a

mesma área, sofre esforços idênticos em sentidos contrários. Dessa forma, o “spool”

mantém-se balanceado hidraulicamente e é obrigado a ocupar a posição normalmente

fechada por efeito de uma mola existente em sua parte superior.

A pressão de abertura desejada é regulada na válvula de alívio de operação direta

modificando-se a tensão aplicada na mola através do parafuso de regulagem. Quando a

pressão atinge o valor selecionado, afasta o “poppet” de sua sede e uma pequena vazão de

óleo começa a fluir através da válvula e pelo dreno interno para o lado da descarga e daí para

o reservatório.

A câmara acima do “spool” tende a esvaziar-se e iniciar então uma vazão de fluido a

altíssima velocidade através do orifício. Essa vazão provoca uma perda de carga no orifício,

fazendo com que haja um diferencial entre ambas as faces do “spool”.

Esse diferencial provoca o deslocamento do “spool” para cima comunicando a

entrada de pressão com a descarga para tanque, fazendo com que a pressão do sistema seja

aliviada.

O filtro existente no “spool” é um acessório que impede que, qualquer impureza

obstrua o orifício, comprometendo o bom funcionamento da válvula.

A válvula de alívio e segurança de operação indireta pode permitir a passagem de

vazões maiores, mesmo porque, a vazão que atravessa o duto piloto para abertura da válvula

é bem pequena, comparada com a vazão total do sistema.

12.26.1.4 - Válvula de segurança pré-operada

Figura 72 – Operação de válvula de segurança de pistão balanceado.

O fluxo, restringido provoca um aumento de pressão na câmara inferior. Isto cria

desequilíbrio de forças hidráulicas e o óleo levanta o pistão de sua sede.

Quando a diferença de pressão entre as câmaras superior e inferior for suficiente para

vencer a tensão da mola (aproximadamente 1,5 bar) o pistão maior (do estágio inferior) é

forçado para fora de sua sede permitindo que o fluxo passe ao tanque. Quanto maior o fluxo,

maior a vazão que retorna, porém, como a compressão é feita apenas em uma mola fraca, a

sobrepressão é mínima.

Ventagem

Fazer a ventagem de um sistema hidráulico significa despressurizá-lo por meio de

uma conexão ligada na válvula limitadora de pressão; fazendo-se necessário quando da

partida/parada das bombas hidráulicas, principalmente em sistemas de média/alta pressão,

bem como naqueles onde esses componentes permanecem muito tempo em funcionamento

sem efetiva realização de trabalho.

Com isso temos a elevação da vida útil das bombas com a significativa redução no

consumo de energia elétrica, uma vez que os picos de partida/parada serão muito mais

suaves.

A ventagem pode ser feita manualmente, porém nos circuitos industriais é feita por

uma válvula direcional acionada por solenóide. Tal válvula pode vir montada no corpo da

válvula reguladora de pressão principal ou separada desta, dependendo do princípio

construtivo da mesma.

Ao ser acionada, a válvula direcional permite a passagem do fluxo, que atuará sobre o

poppet de regulagem, diretamente para o tanque com baixa resistência ao deslocamento do

mesmo, assim no lado da mola, a pressão cai e o êmbolo principal da limitadora de pressão

fica aberto por ação da pressão na área anterior do mesmo (lado contrário da mola) devido a

diferença de pressão causada pelo pequeno orifício de passagem. Enquanto houver fluxo pela

válvula direcional, a válvula reguladora de pressão estará aberta.

As válvulas de segurança pré-operadas podem ser controladas remotamente por meio

de um pórtico ligado à câmara superior.

Quando esta câmara está aberta para o tanque, a única força segurando o pistão contra

a sede é uma mola fraca e a válvula abrirá a aproximadamente 1,5 bar.

Controle remoto

É possível ainda conectar esta tomada da reguladora de pressão principal à outra

válvula de alívio a fim de se controlar a pressão remotamente. O controle remoto permitirá

que se controle uma válvula reguladora de pressão de um ponto distante do local onde ela

está montada no circuito, por exemplo, próximo ao operador, permite ainda que em

combinação com a ventagem, pela junção de controles hidráulicos direcionais, consiga-se

diversos valores de pressão de ação indireta (grande vazão) e tanto a válvula direcional como

as demais reguladoras de pressão possam ser de pequeno porte, uma vez que a vazão que

passará por elas será inferior àquela que fluirá pela válvula limitadora de pressão principal.

Figura 73 - "Ventagem" de uma válvula de segurança.

Algumas vezes, esta mola padrão é substituída por outra, de até 5 bar, quando se

necessita de uma pressão piloto. Outra vantagem da mola mais forte é que o assentamento do

pistão é mais rápido e positivo. Também é possível conectar uma válvula de segurança

simples ao pórtico de ventagem para controlar a pressão remotamente.

Figura 74 - Válvula de segurança simples acoplada ao pórtico de ventagem.

Para se obter controle será necessário regular a válvula de controle remoto a uma

pressão menor que a da válvula piloto principal.

A figura a seguir mostra como é uma válvula de pressão na prática. Por uma

combinação de gicleurs (3.1 e 3.2) na linha de comando, a pressão de entrada atua sobre o

cone da válvula pré-operadora 1 e por um outro gicleur (3.3) sobre a parte posterior do

êmbolo principal.

Quando a pressão no sistema A é maior que a regulada na mola 5, o fluido flui

através da válvula piloto até o tanque.

Produz-se um diferencial de pressão que permite ao êmbolo deslocar-se para cima,

uma grande válvula de piloto até o tanque.

É instalado um filtro 6 para proteger o gicleurs 3.2 de impurezas.

O gicleur (3.3) serve como amortecimento para o êmbolo principal. A mola 4 é

relativamente fraca, de forma que o aumento de pressão correspondente ao curso da mola é

desprezível.

Figura 75 - Válvula limitadora de pressão tipo DB, pré-operada.

O dreno no fluido de comando pode ser interno (como na figura) ou externo.

Deve-se observar que quando o dreno é interno, qualquer contrapressão na conexão

até o tanque, atua sobre a parte posterior do cone de válvula piloto. A pressão da abertura se

eleva na grandeza da contrapressão.

Símbolo:

12.26.1.5- Válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide

Figura 76 - válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide.

A válvula mostrada anteriormente é agora combinada com uma válvula direcional 2/2

acoplada diretamente.

Na posição inicial, a válvula direcional bloqueia o canal de pressão no qual tem

conexão com o cone de pré-operação. A válvula limitadora de pressão funciona nesse caso

como descrito anteriormente.

Quando o êmbolo da válvula direcional é acionado para a esquerda através do

solenóide, se estabelece a conexão entre o tanque e a zona de pressão; esta se descomprime e

permite ao êmbolo deslocar-se para cima sendo desviado um grande fluxo de fluido ao

tanque, quase sem pressão; esta se descomprime e permite ao êmbolo deslocar-se para cima

sendo desviado um grande fluxo de fluido ao tanque, quase sem pressão, contra a força da

mola (aprox. 3 bar).

Exemplos de aplicação: funcionamento inicial da bomba sem pressão, ou em

instalações paradas com circulação de fluido em baixa pressão, tendo como conseqüência,

um consumo mínimo de energia.

12.26.2- Válvula de descarga

É usada para descarregar parte do sistema hidráulico numa pressão menor que àquela

ajustada na válvula de alívio.

O princípio de funcionamento é bem semelhante ao anterior, porém neste caso a

pilotagem é externa, podendo o dreno ser interno.

A diferença construtiva da válvula de descarga para a válvula de alívio é a inclusão

de um pistão de pilotagem externa com área 15% maior que a do poppet principal; em outras

palavras queremos dizer que de uma válvula de alívio podemos fazer uma válvula de

descarga.

Exemplo de aplicação: em circuitos de alta/baixa pressão/vazão, circuitos com

acumuladores, circuitos com bomba de pistões radiais com divisão da vazão dos pistões,

entre outros.

12.26.3- Válvula de seqüência

São usadas nos sistemas hidráulicos para determinar uma seqüência de passos no

processo ou seqüência de movimentos entre dois atuadores.

Princípio de funcionamento: o fluido chega na conexão de entrada da válvula que

encontra-se bloqueada para a saída: é acionado o atuador que está ligado na tubulação

conectada à entrada da válvula de seqüência (antes de entrar na mesma); quando esta etapa

for concluída a pressão da linha aumenta até vencer a força da mola de regulagem,

permitindo assim a passagem para a conexão de saída. No sentido contrário o fluxo passa por

uma válvula de retenção simples (by pass).

Vale ressaltar que as válvulas de seqüência podem ser de piloto interno ou externo,

porém o dreno deve ser externo e o valor regulado nela será menor que o valor ajustado na

válvula de alívio.

Uma válvula de alívio pode ser transformada em válvula de seqüência observando-se

a posição do dreno, bem como a necessidade de retorno livre (by pass).

As válvulas de alívio e descarga quando abertas deslocam o fluxo de óleo para o

tanque e as válvulas de seqüência para a realização da próxima etapa de trabalho.

12.26.3.1- Válvula de seqüência de pressão pré-operada

Símbolo

Representação de uma válvula de conexão de pressão para utilização como válvula de

seqüência.

Figura 77 - Válvula de seqüência de pressão pré-operada.

Para vazões maiores é necessário utilizar válvulas de seqüência de pressão pré-

operadas. A válvula de pilotagem 1 é uma válvula de êmbolo

A pressão proveniente do sistema 1 (conexão A) - atua sobre o êmbolo principal 2.

Ao mesmo tempo a pressão atua sobre o êmbolo de pilotagem 4 passando pela linha de

comando 3, e por um gicleur 5 no êmbolo principal atingindo a câmara superior. A mola

regulada para a pressão correspondente à atuação, mantém na sua posição inicial. Se a

pressão ultrapassar o valor regulado na mola, o êmbolo pré-operador se desloca para a

direita. Na instalação como válvula pré-tensionadora ou de seqüência, permite que o fluido

da câmara da mola do êmbolo principal passe para o sistema II (conexão B) passando pelo

gicleur 6 e linha de comando 8. Pela combinação de gicleurs 5 e 7 se produz um diferencial

de pressão entre a face superior e inferior do êmbolo principal. O êmbolo principal 2 se

desloca para cima, estabelecendo a união entre A e B, enquanto a pressão no sistema é

mantida.

A alimentação do fluido de pilotagem é interna neste caso.

Na utilização como válvula pré-tensionadora, o fluido do dreno no êmbolo pré-

operador é desviado internamente para o canal B. Na válvula de seqüência, a câmara da mola

deve ser aliviada externamente pela conexão Y.

Caso seja utilizada como válvula de circulação, a admissão de óleo de pilotagem

através do canal X, bem como seu dreno em Y, são feitos externamente.

12.26.4- Válvula de contrabalanço

É usada para suportar a força impelida ao atuador hidráulico pela carga que está

sendo transportada/deslocada (pressão induzida).

Trata-se de uma válvula de seqüência que é montada invertida, ou seja, a válvula de

seqüência, quando aberta deixa o óleo fluir para o atuador e a válvula de contrabalanço deixa

o óleo sair do atuador; portanto, de uma válvula de alívio também podemos obter uma

válvula de contrabalanço.

O piloto pode ser interno ou externo dando-se preferência para o externo e o dreno

também pode ser interno ou externo (caso não exista resistência à seqüência de fluxo, que

após a válvula de contrabalanço deve ser direcionado para o tanque, deve-se preferir o dreno

interno).

12.26.5- Válvulas redutoras de pressão

Tem como função reduzir a pressão em determinadas partes do circuito hidráulico. A

válvula redutora de pressão pode ser conseguida a partir de uma válvula de alívio - inverte-se

o êmbolo interno e troca-se as conexões: onde era a entrada passa a ser saída e onde era saída

passa a ser entrada; a pilotagem continua no mesmo ponto e a exemplo das válvulas de

seqüência, o dreno deve ser externo.

Existem duas diferenças básicas entre essa válvula e as anteriores: a redutora de

pressão é normal aberta (observe nas simbologias que nas anteriores a seta está deslocada em

relação à linha de fluxo e nesta a seta está alinhada com a tubulação enquanto as demais são

todas fechadas na posição normal; o piloto é na saída enquanto nas demais, o piloto é na

entrada).

O problema mais comum no funcionamento das válvulas reguladoras de pressão é no

êmbolo (poppet) de comando que se desgasta formando uma marcação de forma anelar no

ponto de contato com a sede.

Pelo exposto podemos concluir que qualquer válvula reguladora de pressão pode ser

obtida a partir da válvula de alívio, fazendo-se pequenas alterações. Para isto, basta um certo

conhecimento e dedicação dos técnicos responsáveis pela manutenção nos processos

produtivos.

As válvulas são atuadas pela pressão de saída, que tende a fecha-la quando é atingido

o ajuste efetuado, evitando assim um aumento indesejável de pressão. As válvulas redutoras

podem ser de ação direta ou operadas por piloto.

12.26.5.1- Válvulas redutoras de pressão de ação direta

Esta válvula é mostrada na figura abaixo. Ela usa um êmbolo acionado por uma mola,

que controla a pressão de saída.

Se a pressão na entrada for menor que o ajuste da mola, o fluido escoará livremente

da entrada para a saída.

Uma passagem interna ligada à saída da válvula transmite a pressão de saída ao

êmbolo contra a mola. Quando a pressão na saída se eleva ao ajuste da válvula, o êmbolo se

move bloqueando parcialmente o pórtico da saída. Apenas um fluxo suficiente para manter o

ajuste pré-fixado passa para a saída.

Figura 78 - Válvula redutora de pressão.

Se a válvula fechar completamente, o vazamento através do êmbolo poderia aumentar

a pressão no circuito principal. Entretanto, um dreno contínuo ao tanque faz com que a

válvula se mantenha ligeiramente aberta evitando um aumento de pressão além do ajuste da

válvula. A válvula tem uma passagem separada para conduzir este vazamento ao tanque.

12.26.5.2- Válvulas redutoras de pressão pré-operadas

A válvula redutora de pressão pilotada tem uma ampla faixa de ajuste e geralmente

oferece um controle mais preciso. A pressão de operação é ajustada por uma mola regulável

no estágio piloto, localizado no corpo superior. O êmbolo da válvula, no corpo inferior,

funciona da mesma maneira que a válvula redutora de ação direta, explicada anteriormente.

Na vista A, mostra a condição onde a pressão é menor que o ajuste da mola.

Figura 79 – Válvula redutora de pressão operada por piloto.

A – A pressão do sistema é inferior

ao ajuste da válvula.

B – Regulando a pressão do

sistema secundário.

O êmbolo está hidraulicamente balanceado, através de um orifício no seu centro, e

uma leve mola o mantém na posição aberta. Na vista B, a pressão atingiu o ajuste da válvula,

e o piloto dirige à passagem de dreno, limitando assim a pressão sobre o êmbolo. O fluxo

através do orifício do êmbolo cria uma diferença de pressões que levanta o êmbolo forçando-

o contra a mola. O êmbolo fecha parcialmente o pórtico de saída e provoca uma queda de

pressão no sistema secundário.

Mais uma vez, o pórtico de saída não está inteiramente fechado. Mesmo que não haja

fluxo no sistema secundário, haverá sempre um dreno contínuo de 1 a 2 litros por minuto

através do orifício do êmbolo e do piloto ao tanque.

Fluxo livre de retorno

A válvula ilustrada na figura anterior permite fluxo livre de retorno quando a pressão

do sistema for menor que o ajuste da válvula. Se a pressão de retorno for maior, uma válvula

de retenção tornar-se-à necessária. Esta é parte integrante da válvula mostrada na figura

abaixo.

Figura 80 -Válvula redutora de pressão com válvula de retenção integral.

12.27- Válvulas direcionais

12.27.1- Válvulas centradas por molas, com mola fora de centro e sem mola

Os termos se referem à utilização de molas para o retorno dos êmbolos das válvulas

às posições normais.

Uma válvula centrada por molas, utiliza-se para centrar o êmbolo quando sobre este

não mais existir esforço. Uma válvula com mola fora de centro é uma válvula com duas

posições. O êmbolo volta à uma posição extrema por força de mola, quando cessa a

operação.

Figura 81 - Válvula com mola fora de centro.

Uma válvula sem molas sempre precisa ser atuada por um controle externo. O

êmbolo pode até flutuar entre duas posições na falta de controle, a não ser que tenha um pino

de retenção (detente), ou um atrito suficiente para manter o êmbolo numa determinada

posição. Por esta razão é uma boa prática manter a válvula sob controle durante todo o ciclo.

12.27.1.1- Tipos de centros dos carretéis

A maioria das válvulas de 3 posições é fabricada com uma variedade de êmbolos

intercambiáveis. Todos os êmbolos para 4 vias têm as passagens de fluxo idênticas quando

acionadas, porém as passagens centrais diferentes conforme a figura abaixo.

Figura 82 - Tipos de centros dos carretéis.

O tipo de centro aberto interliga todos os pórticos e a vazão da bomba flui para o

tanque a baixa pressão. O centro da bomba flui para o tanque a baixa pressão.

O centro fechado bloqueia todos os pórticos, assim a vazão da bomba pode ser usada

para outras operações no circuito, caso contrário, fluirá ao tanque através da válvula de

segurança, à pressão de trabalho.

Outros tipos de centro bloqueiam pórticos selecionados, mantendo outros abertos. O

tipo tandem tem os dois pórticos de cilindro bloqueados na posição neutra, porém o pórtico

de pressão está aberto ao tanque, permitindo assim, ligar duas ou mais válvulas em série ou

"tandem".

Os êmbolos podem ser mantidos em sua posição central das molas, pinos de retenção

(detentes) ou então pela pressão, que é o meio mais rápido e positivo.

Figura 83 - Posição dos êmbolos.

12.27.2- Válvulas de desaceleração

Freqüentemente, os cilindros hidráulicos têm amortecedores incorporados para que

haja uma desaceleração no fim do curso, porém quando se torna necessário desacelerar um

pistão numa posição intermediária, ou então desacelerar ou parar um atuador rotativo

(motor), necessita-se de uma válvula externa.

A maioria das válvulas desaceleradoras são operadas mecanicamente por came e têm

êmbolos chanfrados. São usados para diminuir ou fechar gradativamente o fluxo de saída de

um cilindro ou motor hidráulico, quando em movimento. Uma válvula normalmente aberta

corta o fluxo quando o rolete for calcado por um came.

Ela pode ser usada para controlar a velocidade de uma furadeira, permitir avanço

rápido e avanço lento, ou então para parar suavemente mesas pesadas em grandes prensas.

Algumas aplicações requerem a válvula desaceleradora, para permitir o fluxo quando

calcada e cortar ou bloquear o fluxo quando não calcada.

12.28- Válvulas de bloqueio

12.28.1- Válvulas de retenção

Uma válvula de retenção pode funcionar como uma válvula direcional ou como um

controle de pressão.

Entretanto, uma válvula de retenção nada mais é que uma válvula que permite fluxo

livre em uma direção e bloqueia o fluxo no sentido contrário.

Figura 84 - Princípio de funcionamento e simbologia de uma válvula de retenção.

O símbolo gráfico correto de uma válvula de retenção indica duas posições, uma

aberta e outra fechada. É um desenho complicado e não muito usado para uma válvula tão

simples.

Universalmente, o simples símbolo de uma esfera e um assento é usado e assim será

mostrado por todo este manual para designar uma válvula de retenção.

12.28.1.1- Válvulas de retenção em linha

Essas válvulas são assim chamadas porque óleo flui através das mesmas em linha

reta. O corpo dessa válvula é rosqueado diretamente à tubulação, e o interior desta, forma

uma sede para um pistão móvel ou para uma esfera.

Figura 85 - Válvula de retenção em linha.

Figura 86 - Princípio de funcionamento de uma válvula de retenção em linha.

Uma mola leve mantém o pistão na sede, permitindo a montagem da válvula em

qualquer posição.

Na direção de fluxo livre, a mola será vencida e a válvula abrirá a aproximadamente

0,5 bar de pressão. As molas não possuem pressões reguláveis, porem existem numa

variedade de tensões, para casos específicos como: criar pressões piloto, ou então contornar

um trocador de calor ou filtro, nos casos de entupimento destes, ou como proteção a

sobrecargas de pressão. Nestes casos, essas válvulas não estão sendo usadas como válvulas

de retenção, mas sim como válvulas de seqüência ou de segurança. Apesar de operar a

pressões de até 200 bar, as válvulas de retenção em linha não são recomendadas para casos

sujeitos as altas velocidades de fluxo nas linhas de retorno ou em circuitos sujeitos a choques

hidráulicos.

12.28.1.2- Válvulas de retenção em ângulo reto

A válvula de retenção em ângulo reto é uma unidade mais robusta. É composta de um

pistão de aço e uma sede temperada prensada num corpo de ferro fundido.

Figura 87 - Válvula de retenção em ângulo reto.

Figura 88 - Funcionamento de uma válvula de retenção em ângulo reto.

A passagem de fluxo da entrada para a saída está em ângulo reto. Essas válvulas são

construídas para conexão por roscas, flanges ou gaxetas. Sua capacidade varia de 12 até a

1.200 l/min, com uma grande variedade de pressões de abertura.

Esquema de ligação e funcionamento de uma placa retificadora montada com 4

retenções e válvula reguladora.

Figura 89 - Placa retificadora com 4 válvulas de retenções e válvula reguladora.

Figura 90 - Corte de uma placa retificadora tipo Z4S com indicação do sentido do

fluxo.

12.28.1.3- Válvulas de retenção com desbloqueio hidráulico

Figura 91 a) a esquerda: Válvula de retenção pilotada, com conexão por roscas.

b) a direita: Válvula de retenção geminada, para montagem como placa intermediária.

Ao contrário da retenção simples, a retenção pilotada também pode permitir a vazão

no sentido do bloqueio.

Estas válvulas podem ser utilizadas, por exemplo:

- Para bloquear um circuito hidráulico sob pressão.

- Como segurança, para impedir o retorno da carga, no caso de ruptura de tubulação ou

falta de pressão.

- Para evitar avanços lentos de consumidores hidráulicos, devido a vazamentos.

Figura 92 - Construção sem conexão para dreno.

O desenho em corte mostra a válvula tipo SV, sem conexão de dreno, com cone de

descompressão.

No sentido de A para B, o fluxo é livre; de B para A o cone principal 1 como cone de

descompressão 2, é mantido contra o assento, pela pressão da mola 3, além da pressão do

sistema contra o assento.

Ao pressurizar a conexão X, o êmbolo de comando de pilotagem 4 se desloca para a

direita. Assim, primeiro o cone de descompressão e em seguida o cone principal são

deslocados de seu assento. Agora o fluxo também pode passar de B para A.

Por meio do cone de descompressão, ocorre uma liberação suave e amortecida do

fluido sob pressão, e livre de golpes.

Para que a válvula possa ser comandada pelo êmbolo é necessária uma pressão

mínima de pilotagem.

A pressão de pilotagem necessária na conexão X:

cAA

PPst +⋅=3

11

Pressão na conexão B:

RR

k

AF

AA

PP +⋅=1

Significado das abreviações:

A1 = Área do cone principal (cm²).

A3 = Área do êmbolo de pilotagem (cm²).

c = Constante para a mola e atrito (bar).

Ak = Área do êmbolo no cilindro (cm²).

AR = Área da coroa circular no cilindro (cm²).

F = Carga no cilindro (N).

A2 = Área do cone de descompressão.

O circuito seguinte permite a visualização das relações dadas para a equação da

pressão necessária para a pilotagem.

A figura também mostra ao mesmo tempo, que a conexão A da válvula deve estar sem

pressão na ocasião do bloqueio. A pressão na conexão A atuaria em sentido contrário à

pressão de comando no êmbolo de pilotagem.

Símbolo da válvula tipo SL, com conexão para dreno e cone de descompressão.

Símbolo:

A diferença com a válvula tipo SV é a instalação de uma conexão adicional para o

dreno Y.

Neste caso, sobre a área da coroa circular do êmbolo de comando de pilotagem não

atua a pressão na conexão A.

A pressão na conexão A atua somente sobre a área A4 do êmbolo de comando.

Figura 93 - Construção com conexão para drenos externos.

cA

AAPAPPSt +

−⋅−⋅=

3

41211 )(

O esquema mostra que, com o deslocamento hidráulico a conexão A está

pressurizada por uma válvula redutora de vazão intercalada.

Nesse caso é necessária uma válvula de retenção com desbloqueio hidráulico, com

conexão externa para o dreno.

O esquema mostra que, com o desbloqueio hidráulico a conexão A está pressurizada por uma

válvula redutora de vazão intercalada.

Figura 94 - Válvula de retenção com desbloqueio hidráulico geminada.

Símbolo simplificado.

Símbolo detalhado.

No sentido de A para A1 e de B para B1, o fluxo é livre. De A1 para A e de B1 para

B, o fluxo está bloqueado.

Se a válvula receber o fluxo de A para A1 o êmbolo de pilotagem 3 é deslocado para

a direita e levanta o cone do assento da válvula de retenção 2. Desta forma o fluxo de B1

para B é liberado. Da mesma forma a válvula funciona quando o fluxo tem sentido de B para

B1.

O esquema seguinte mostra a função de uma válvula de retenção com desequilíbrio

hidráulico geminada.

As duas conexões de cilindro estão bloqueadas sem vazamentos. Quando o cilindro

está parado em determinada posição, não pode ser movimentado, nem mesmo por forças

externas. Isto quer dizer que, por exemplo, um cilindro nesta situação, mesmo sob carga por

períodos de tempo prolongados, não se moverá nem sequer lentamente.

Para garantir um fechamento seguro dos dois cones de assentamento é necessário

despressurizar as conexões A e B da válvula direcional com a linha de retorno, quando a

mesma estiver na posição central.

Uma válvula de retenção geminada, normalmente é colocada como uma placa intermediária entre a válvula direcional e a placa de ligação. Válvulas com tamanhos nominais maiores são construídas com cone de descompressão.

12.28.2- Válvula de sucção ou de pré-enchimento

Figura 95 - Válvula de sucção.

As válvulas de sucção são válvulas de retenção pilotadas, e de grandes dimensões.

São utilizadas principalmente para preenchimento do volume em grandes cilindros, e para

fechamento quando o circuito principal de trabalho é submetido à pressão, como, por

exemplo, em prensas. Para melhor compreensão, a função será explicada com auxílio do

desenho em corte e um esquema de aplicação.

O cone de descompressão 1 e 0 cone principal 2 são mantidos em seus assentos pela

mola 3. A mola 4 mantém o êmbolo de comando 5 em sua posição inicial.

A conexão A é conectada com um reservatório instalado acima do cilindro. Sobre os

cones 1 e 2 atua a pressão da correspondente coluna do fluido.

Ao mover-se o cilindro para baixo, seja por seu próprio peso com o alívio da área AR

ou através do sistema de cilindros auxiliares de ação "rápida" é criada na câmara superior, do

lado da área do êmbolo Ak, uma depressão. Essa depressão atua, na conexão B da válvula de

sucção na parte posterior dos cones de bloqueio, estes se levantam de seus assentos

permitindo a passagem para o reservatório. Com isto, no avanço, o cilindro succiona o fluido

do reservatório.

Figura 96 - Válvula de sucção em corte.

12.29- Controle de vazão

As válvulas controladoras de vazão são usadas para regular a velocidade. Nos

módulos anteriores foi mencionado que a velocidade de um atuador depende da quantidade

de óleo a ele bombeada por unidade de tempo.

É possível regular o fluxo com uma bomba de deslocamento variável, porém em

muitos circuitos é mais prático usar uma bomba de deslocamento fixo e regular o fluxo com

uma válvula de controle de vazão.

12.29.1- Os métodos de controlar o fluxo

Existem 3 maneiras de se aplicar válvulas controladoras de fluxo para controlar as

velocidades de atuadores:

- "Meter-in", controle de fluxo na entrada do atuador.

- "Meter-out", controle de fluxo na saída do atuador.

- "Bleed-off", uma sangria da linha de pressão ao tanque (derivação).

- Controle na entrada (Meter-in)

Nessa operação, a válvula controladora de vazão é colocada entre a bomba e o

atuador.

Figura 97 - Controle de vazão na entrada (Meter-in).

Desta maneira, está válvula controla a quantidade de fluido que "entra" no atuador. A

vazão da bomba em excesso, isto é quantidade de óleo além da controlada, é desviada para o

tanque através da válvula de segurança.

Com a válvula instalada na linha do cilindro, conforme mostrado, a vazão é

controlada em apenas um sentido. Será necessário incluir uma válvula de retenção em

paralelo com a válvula para permitir o retorno livre do fluxo.

Se for desejado controlar a velocidade em ambos os sentidos, a válvula controladora de

vazão deverá ser instalada na linha de saída da bomba, antes da válvula direcional.

Este método é bem preciso e usado em aplicações onde a carga sempre resiste ao

movimento do atuador, tal como levantando uma carga por um cilindro vertical ou então

empurrando uma carga numa velocidade controlada.

- Controle na saída (Meter-out)

Este controle é usado onde a carga tende a fugir do atuador ou deslocar-se na mesma

direção deste (carga negativa).

Figura 98 - Controle de vazão na saída do atuador (Meter-Out).

A válvula é instalada de forma a restringir o fluxo de saída do atuador. Para regular a

velocidade em ambos os sentidos, a válvula é instalada na linha ao tanque da válvula

direcional.

Freqüentemente, há a necessidade de se controlar o movimento em um único sentido;

a válvula é então colocada entre o atuador e a válvula direcional, na linha que corresponde à

restrição de saída do fluxo. Aqui também, será necessário uma válvula de retenção a fim de

permitir o fluxo reverso livre.

- Controle em desvio (Bleed-off)

Nesta aplicação, a válvula é colocada na linha de pressão por uma conexão "T" e a

velocidade do atuador é controlada pelo desvio de parte da vazão da bomba para o tanque.

Figura 99 - Controle de vazão em desvio (Bleed-off).

A vantagem dessa aplicação é que a bomba opera à pressão necessária para o

trabalho, pois o fluxo em excesso volta para o tanque através da válvula controladora de

vazão e não através da válvula de segurança.

A desvantagem deste sistema está na menor precisão de controle, pois o fluxo

regulado indo ao tanque e não ao atuador, torna este último sujeito à variações provocadas

pela flutuação da carga.

Este circuito não deve ser aplicado onde a carga tende a fugir no mesmo sentido que

o movimento do pistão.

12.29.2- Válvulas de controle de vazão

São duas as categorias básicas para válvulas controladoras de vazão.

Com compensação à pressão e sem compensação à pressão. A última é usada onde as

pressões permanecem relativamente constantes e pequenas variações da velocidade não são

críticas.

Pode-se controlar a vazão com uma restrição fixa ou então uma válvula de agulha

variável, porém existem unidades mais sofisticadas que incorporam uma válvula de retenção,

para o retorno livre do fluxo.

Figura 100 - Válvula controladora de vazão não compensada.

O uso de válvulas controladoras de vazão sem compensação à pressão é limitado,

uma vez que o fluxo através de um orifício é proporcional à raiz quadrada da queda de

pressão através do mesmo. Isto significa que qualquer mudança na carga afetará a

velocidade.

A válvula do tipo restrição, também mantém uma diferença de 1,5 bar, através de seu

ajuste, por meio de um hidrostato. Nesta válvula, o hidrostato é normalmente aberto e tende a

se fechar, bloqueando a passagem do fluxo excedente da bomba.

Figura 101 - Válvula controladora de vazão compensada por pressão.

Nesta válvula a pressão provocada pela carga e pela mola atuam no sentido de abrir o

hidrostato. A pressão na entrada da restrição atuando no hidrostato, nas faces opostas à mola,

tende a fechá-lo permitindo uma passagem de fluxo através da restrição somente ao

equivalente à diferença de 1,5 bar.

Devido à sua tendência de criar um bloqueio ao fluxo quando este tende a exceder o

valor ajustado, as válvulas do tipo de "restrição" podem ser usadas para todas as três

aplicações: "Meter-in", "Meter-out" e "Bleed-off”.

Ao contrário do tipo "by-pass" duas ou mais válvulas de restrição podem ser usadas

em paralelo com a mesma bomba, uma vez que a vazão excedente desta retorna ao tanque

através da válvula de segurança.

Quando se coloca esta válvula na linha do atuador, uma válvula permite retenção

incorporada (opcional) é usada para permitir o fluxo livre de retorno.

Figura102 - Válvula controladora de vazão com válvula de retenção incorporada.

A retenção não será necessária se a válvula for colocada diretamente na linha de

pressão antes da válvula direcional ou então na linha ao tanque, após a válvula direcional.

12.29.3- Válvula controladora de vazão com compensação de temperatura

A vazão através de uma válvula controladora de vazão compensada a pressão é

sujeita a variar em função da temperatura de óleo.

Os modelos mais recentes de válvulas Vickers incorporam compensação à

temperatura. Apesar de o óleo fluir mais facilmente quando quente, mantém-se uma vazão

constante, diminuindo o orifício quando se eleva a temperatura. Consegue-se isto com uma

haste compensadora a qual se expande com o calor e se contrai quando esfria.

Figura 103 - Funcionamento de uma válvula controladora de vazão compensada por

pressão e temperatura.

O dispositivo nestas válvulas se compõe de uma simples barra que é movida para

dentro ou para fora de um orifício de ajuste. A haste de compensação térmica é instalada

entre a barra de restrição e o orifício de ajuste.

Este tipo também é fabricado com uma válvula de retenção integrada para permitir

um livre fluxo de retorno.

12.30 - Pressão induzida em um cilindro

Pressão é originada a partir da resistência a passagem do fluxo de fluido.

Um duto ou filtro de retorno mal dimensionado, ou qualquer outra resistência à saída

de fluido do cilindro, pode criar uma pressão induzida que poderá ser maior ou menor do que

a pressão fornecida ao cilindro.

PbAcFaPia >=

ApPbFa ⋅=

ApFrPir =

AcPFr ⋅=

FaFr <

ou

rPbPia ⋅=

rPbPir =

AcApr =

Pb = pressão fornecida ao cilindro sempre que possível, devemos evitar a formação da

pressão induzida, pois, indiretamente, estaremos evitando o choque hidráulico.

12.31 - Vazão induzida em um cilindro

Quando fornecemos uma vazão qualquer a um cilindro hidráulico de duplo efeito, na

tomada de saída do fluido (B – no avanço, A - no retorno) teremos uma vazão que poderá ser

maior ou menor do que aquela primeira.

bca QAVQia <⋅=

bpr QAVQir >⋅=

ou

bb Q

rQQia <=

bb QrQQir >⋅=

Qb = vazão fornecida pela bomba

Filtros, dutos de retorno e válvulas em geral que receberão fluido proveniente de

cilindros, devem sempre ser dimensionados à partir da máxima vazão (Qir).

12.32 - Sistema regenerativo

Quando o fluido que sai do lado da haste do cilindro é dirigido ao lado da cabeça

deste para aumentar a velocidade.

No duto “1” temos um fluido vindo da bomba, que se ramifica para os dutos “2” e

“3” a

P = 20 Kgf /cm2

Fa = 120 Kgf /cm2 Fr = 80 Kgf

/cm2

Ft = 40 Kgf /cm2

Se existe uma Ft (força resultante) cujo

sentido é da esquerda para direita, forçosamente o

fluido contido em “A” está sendo jogado para fora

do cilindro, como pelo duto “1” temos fluido vindo

da bomba e como o fluido sempre percorre o

caminho mais fácil, todo o fluido “A” está

seguindo para “B”.

No ponto de junção dos dutos o fluido proveniente em “A” soma-se aquele

proveniente da bomba. Se fornecermos ao cilindro a vazão proveniente da bomba e mais

alguma outra vazão, estaremos aumentando a sua velocidade em comparação à velocidade

que teríamos se só a bomba fornecesse a vazão que o cilindro recebe ao avanço.

O sistema regenerativo não pode ser aplicado no retorno do cilindro.

ar FF <

ht APF ⋅=

Qb = vazão da bomba

ApQ

AcQ

AhQbva 12

===

Q2=Vazão que sai de “A”, caia AVQ ⋅=

Q1 = Qb + Q2

Observações:

1- No caso de a relação de áreas entre os dois lados do cilindro ser 2:1 o cilindro terá

velocidade idênticas Va = Vr.

2- Para uma determinada carga, a pressão deverá ser o dobro da necessária para um circuito

não regenerativo.

3- Variando-se a relação de áreas aumentaremos ou diminuiremos proporcionalmente as

velocidades e as forças de um cilindro.

4- A força e tempo de avanço são menores do que a força e tempo de avanço do sistema

comum ou alternativo.

5- Velocidade de avanço é bem maior do que o sistema comum (o tempo de avanço é

menor).

Conclusão:

O circuito é excelente quando queremos aumentar a velocidade de avanço e diminuir

o tempo de avanço.

E como desvantagem apresenta uma redução da força de avanço.

Ft << Fa

12.33- Cálculos

Geralmente, o que mais nos interessa em um cilindro, é a força que ele pode fornecer,

assim como, a velocidade de trabalho ou tempo de avanço e retorno.

Basicamente, as fórmulas mais empregadas para o cálculo do cilindro são:

1) AFP = ou

PFA = ou APF ⋅=

2) AvQ ⋅= ou AQv = ou

vQA = ;

tVQ =

tQV ⋅= ou QVt = ; nVQ t ⋅= , 21 VVVt +=

3) 4

.. 2DA π= ou

πAD .4

=

4) tsv = ou tvs ⋅= ou

vst =

Onde:

P = pressão V2 = volume para retrair o pistão

F = força Vt = volume total

A = área t = tempo

Q = vazão n = número de ciclos

v = velocidade π = 3,1416

V = volume D = diâmetro

V1 = volume para estender o pistão s = curso

Adotando o número 1 para simbolizar o avanço do pistão e o número 2 para

simbolizar o retorno, das fórmulas acima podemos tirar:

1) 1

1

PFAp = e

2

2

PFAc = ou pAPF ⋅= 11 e cAPF ⋅= 22

onde:

hpc AAA −= 4

. 2p

pD

Aπ

= 4

. 2h

hD

Aπ

=

π

pp

AD

4=

πh

hA

D4

=

Obs.: Supondo que a pressão no avanço é igual no retorno (P1 = P2), simbolizamos essa

pressão simplesmente por P.

Ap = Área do pistão

Ah = Área da haste

Ac = Área da coroa

Dp = Diâmetro do pistão

Dh = Diâmetro da haste

2) pAvQ ⋅= 11 ou pA

Qv 11 = ou

1

1

vQAp =

cAvQ ⋅= 22 ou cA

Qv 22 = ou

2

2

vQAc =

1

11

tVQ = ou 111 tQV ⋅= ou

1

11

QVt =

2

22

tVQ = ou 222 tQV ⋅= ou

2

22

QVt =

Obs.: Supondo que a vazão para o avanço é igual a vazão para retorno (Q1 = Q2),

simbolizamos essa vazão simplesmente por Q.

3) 1

1tsv = ou

11

vst = ou 11 vts ⋅=

2

2tsv = ou

22

vst = ou 22 vts ⋅=

Exemplo: Tarefa

• Elaborar o projeto hidráulico de um dispositivo de armazenagem.

Situação problema:

Um cilindro hidráulico de dupla ação comanda a operação de descarga de

um silo de armazenagem. Deve-se ter a possibilidade de avançar,

retornar ou parar em qualquer posição intermediária e não ceder sob a

ação da carga, pois o produto pode fluir em maior ou menor quantidade,

em função da capacidade de carga do veículo a ser carregado.

6

Elaborar o esquema hidráulico

1. Reservatório aberto à atmosfera

2. Filtro de ar

• Qar = Qbomba

• Micragem = 125 µm

3. Filtro de sucção

• Qfiltro = 3 Qbomba

• Micragem = 125 µm

4. Vacuômetro

• Vácuo máximo permitido = 3 bar

5. Altura máxima da bomba = 400 mm

6. Filtro de retorno

• Qfiltro = 3 Qbomba

• Micragem = 25 µm

7. Válvulas de retenção = 3 bar

7

Dimensionar o circuito hidráulico — 2º Passo

Ap = área do pistão em cm²

Dp = diâmetro do pistão em mm

Ah = área da haste em cm²

Dh = diâmetro da haste em mm

Ac = área da coroa em cm²

Fa = força de avanço em kgf

Fr = força de retorno em kgf

Pa = pressão de avanço em kgf/cm²

Pr = pressão de retorno em kgf/cm²

Qa = vazão no avanço em lpm

Qr = vazão no retorno em lpm

Va = volume de fluido ou fluxo necessário para o cilindro avançar em litros

Vr = volume de fluido ou fluxo necessário para o cilindro recuar em litros

va = velocidade do cilindro no avanço em mm / seg

vr = velocidade do cilindro no recuo em mm / seg

ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos

tr = tempo necessário para o cilindro recuar em segundos

s = curso do cilindro em mm

N = ciclo de trabalho 8

Definir uma pressão de trabalho

Faixa econômica de pressão

• Anterior = 70 bar

• Atual = 140 bar (mundial)

Limite do equipamento

• 8 x Pressão (faixa econômica)

Pressão a ser utilizada

• 140 bar

Sabe-se que:

Força necessária para fechar o silo:

• Fa = 800 kgf

Curso máximo do cilindro:

• s = 300 mm

Tempo necessário para avançar o cilindro:

• ta = 6 segundos

Distância entre o ponto de fixação do cilindro e a ponta da haste

totalmente estendida:

• L = 800mm

Rendimento volumétrico:

• ηv = 90%

Calcular a área do pistão em cm²

Fórmulas:

• Ap = Fa(kgf )

Pa(kgf / cm²)

• Ap = 0.7854.Dp²

9

Dados:

• Fa = 800 kgf

• Pa = 140 bar

• Dp em cm Cálculo:

Ap =

Fa(kgf )

Pa(kgf / cm²) Ap =

800kgf 140kgf / cm²)

Ap = 5,714 cm²

Calcular o diâmetro do pistão em mm

Fórmulas: ⎛

Ap(cm²) ⎞

⎜ ⎟

• Dp = ⎜ ⎝

0,7854 ⎟ . 10

⎠ Dados:

• Ap = 5,714 cm² Cálculo:

⎛ 5,714cm² ⎞ ⎜ ⎟

Dp = ⎜

⎝

0,7854 ⎟ . 10

⎠

Dp = 26,972 mm Escolha da haste do cilindro

Para a escolha da haste devemos levar em consideração 3 fatores:

• Verificar a flambagem.

• Quando maior o diâmetro da haste mais rápido retorna o cilindro.

• Quanto maior o diâmetro mais caro custa o cilindro

Obs: Se o tempo de retorno é longo, por critérios de economia, o 3° item

prevalece ao 2° e procuramos adotar a menor haste possível. 10

Quanto à flambagem, sabemos que ela pode ocorrer devido a 3 causas:

• Tipo de fixação do cilindro.

• Curso do cilindro (corresponde ao tamanho da haste).

• Carga aplicada na haste.

Quando o comprimento “L” exceder a 1 metro, será necessário especificar

um tubo de parada. Para cada 250mm que “L” exceder a 1 metro, usa-se

25mm de tubo de parada. Se a velocidade do pistão for superior a 10 cm/

seg, é necessário o uso de um amortecedor de fim de curso. Calcular o diâmetro mínimo da haste em mm

Fórmulas:

• Dh = 4

F.(LF)² 2,91

Onde:

• F = força em toneladas

• L = comprimento livre de flambagem em mm

Obs: “LF” é encontrado analisando-se a montagem do cilindro na máquina

e comparando-a com as situações de montagem da tabela 1 (em anexo).

Dados:

• F = 0,8 ton

• L = 800 mm

• LF = L

Obs: consultando-se a tabela 1, encontramos a situação 2 (cilindro e

carga, articulados e guiados) LF = L.

Cálculo da haste:

Dh = 4 F.(LF)²

2,91

Dh = 4 0,8.800²

2,91

Dh= 20,48 mm

11

12

2

Cálculo da haste do cilindro

Aqui você vai chegar ao mínimo diâmetro necessário da haste D (mm)

para que a mesma não sofra flambagem.

Aplique a equação:

D = 4 Fx(LF) 2,91

Onde:

D = Diâmetro da haste (mm)

F = Força do Equipamento (Ton)

LF = Comprimento livre de flambagem (em mm)

L = Distância em mm entre o ponto de fixação do cilindro e a ponta da

haste (com ela totalmente aberta).

LF = Depende da situação de montagem do cilindro (veja figura ao lado) e

é obtido em função de L.

13

Observações:

1. Na calculadora comum para extrair a raiz quarta, extraia a raiz

quadrada da raiz quadrada (extrair a raiz quadrada duas vezes).

2. Está embutido nos cálculos um coeficiente de segurança = 3,5.

Procurar no catálogo do fabricante os cilindros existentes:

Exemplos:

• Catálogo Rexroth – tabela 1

• Catálogo Parker – tabela 2

• Catálogo Racine – tabela 3 14

Dados:

• Dp = 26,972 mm (calculado)

• Dh = 20,48 mm (calculado)

• Catálogo Rexroth

• Dp = 40 mm

• Dh = 25 mm

• Catálogo Parker

• Dp =

• Dh =

• Catálogo Racine

• Dp =

• Dh =

Tabela Rexroth (tabela 1)Diâmetro do êmbolo em mm Diâmetro da haste em mm Relação das áreas

40 18 * 25

1.25 ⎟ 1

1.6 ⎟ 1 50 22*

36

1.25 ⎟ 1

2 ⎟ 1 63 28 *

45

1,25 ⎟ 1

2 ⎟ 1 80 36 *

56

1,25 ⎟ 1

2 ⎟ 1 100 45 *

70

1,25 ⎟ 1

2 ⎟ 1 125 56*

90

1,25 ⎟ 1

2 ⎟ 1 150 70 *

100

1,25 ⎟ 1 1,8 ⎟ 1

180 90 *

125

1,35 ⎟ 1 2 ⎟ 1

200 90 *

140

1,25 ⎟ 1 2 ⎟ 1

15

Recalcular a área do pistão em cm² Dados:

• Ap = área do pistão em cm²

• Dp = diâmetro do pistão = 40 mm = 4 cm (tabela Rexroth)

• P = pressão em kgf/ cm² Fórmulas:

• Ap = 0,7854 . Dp² ou

• Ap =

Cálculo:

Fa(kgf ) Pa(kgf / cm²)

Ap = 0,7854 . Dp²

Ap = 0,7854 . 4²

Ap = 12,5664 cm² Recalcular a área da haste

Fórmulas:

• Ah = 0,7854 . Dh²

ou

• Ah = Ap – Ac Dados:

• Ah = área da haste em cm²

• Dh = diâmetro da haste = 2,5 cm (tabela Rexroth = 25 mm)

• Ap = área do pistão em cm²

• Ac = área da coroa em cm² Cálculo:

0Ah = 0,7854 . Dh²

Ah = 0,7854 . 2,5²

Ah = 4,9087 cm²

* Quando desenvolvemos uma força no cilindro é o resultado da pressão

hidráulica agindo sobre a área do pistão do cilindro. 16

Exemplo:

Se uma carga oferece uma resistência ao movimento de 2275kgf e a área

do pistão é de 65cm², para mantê-lo é necessária uma pressão de ?

P = F = A

2275kgf 65cm²

P = 35 kgf/cm²

Em todos esses problemas, assumimos que nenhuma pressão hidráulica

está presente do outro lado do pistão.

Mesmo que o lado da haste seja drenado ao reservatório, toda vez que o

pistão está avançando, a pressão da linha do tanque ou a contrapressão

pode ser tão alta quanto 7kgf/ cm² em alguns sistemas.

Com essa contrapressão, agindo sobre o pistão no lado da haste, é

gerada uma força que tenta retrair o pistão e a haste. Essa força, mais a

resistência oferecida pela carga, deve ser vencida antes que a carga

possa se mover.

17

No nosso exemplo, se a área do lado da haste (área da coroa) é de

55cm², a contrapressão é: F = P . Ac F = 7kgf/cm² . 55cm²

F = 385 kgf

Então, a força total é de:

Ftotal = Fa + Fcontrapressão

Ftotal = 2275kgf + 385kgf

Ftotal = 2660 kgf A pressão necessária no pistão do cilindro para mover a carga é de:

P = F P = A

2660kgf 65cm²

P = 40,923 kgf/cm²

Calcular a área da coroa em cm²

Fórmulas:

• Ac =

Fr(kgf )

Pr(kgf / cm²)

ou

• Ac = Ap - Ah Dados:

• Ac = área da coroa em cm²

• Fr = força de retorno em kgf

• Pr = pressão de retorno em kgf/cm²

• Ap = área do pistão = 12,566 cm²

• Ah = área da haste = 4,908 cm²

18

Cálculo:

Ac = Ap – Ah

Ac = 12,566cm² - 4,908cm²

Ac = 7,658 cm² Calcular a força de contrapressão do cilindro em kgf (Fcp)

Fórmula:

• Fcp (kgf) = Pcp (kgf/cm²) . Ac (cm²)

Dados:

• Fcp = força de contrapressão em kgf

• Pcp = contrapressão em kgf/ cm² = 7 kgf/ cm²

• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm²

Cálculo:

Fcp = Pcp . Ac

Fcp = 7kgf/cm² . 7,658 cm²

Fcp = 53,606 kgf Calcular a força total de avanço do cilindro em kgf

Fórmula:

• Ftotal(kgf) = Fa(kgf) + Fcp(kgf)

Dados:

• Ftotal = força total em kgf

• Fa = força de avanço em kgf = 800 kgf

• Fcp = força de contrapressão = 53,606 kgf

Cálculo:

Ftotal = Fa + Fcp

Ftotal = 800kgf + 53,606 kgf

Ftotal = 853,606 kgf

19

Recalcular a regulagem nominal da válvula de segurança ou a pressão de trabalho em kgf/ cm²

Fórmula:

• Pnom (kgf/ cm²) = Ft(kgf ) Ap(cm²)

Dados:

• Pnom = pressão de trabalho em kgf/cm²

• Ft = força total em kgf = 853,606 kgf

• Ap = área do pistão em cm² = 12,566 cm² Cálculo:

Pnom =

Pnom =

Ft Ap 853,606kgf 12,566cm²

Pnom = 67,929 kgf/cm²

Calcular a regulagem efetiva da válvula de segurança em kgf/cm²

Fórmula:

• Pef(kgf/cm²) = Pnom(kgf/cm²) . 1,2 Dados:

• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/cm²

• Pnom = pressão nominal da válvula de segurança ou pressão de

trabalho cm kgf/cm² = 66,397 kgf/cm² Cálculo:

Pef = Pnom . 1,2

Pef = 67,929 kgf/cm².1,2

Pef = 81,514 kgf/cm² Calcular a força de retorno do cilindro em kgf

Fórmula:

• Fr(kgf) = Ac(cm²) . Pnom(kgf/cm²) 20

Dados:

• Fr = força de retorno em kgf

• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm²

• Pnom = pressão nominal da válvula de segurança = 67,929 kgf/cm²

Cálculo:

Fr = Ac . Pnom

Fr = 7,658cm² . 67,929 kgf/cm²

Fr = 520,200 kgf/cm² Calcular o fluxo necessário (volume de fluido) para o cilindro avançar em litros

Fórmula:

• Va(litros) = Ap(cm²) . s(mm)

10000

Dados:

• Va = volume de fluido necessário para o cilindro avançar em litros

• Ap = arca do pistão em cm² = 12,566 cm²

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm

Cálculo:

Va = Ap.s 10000

Va = 12,566cm² . 300 mm

10.000

Va = 0,37698 litro Calcular o fluxo necessário (volume de fluido) para o cilindro recuar em litros

Fórmula:

• Vr(litros) = Ac(cm²) . s(mm)

10.000

21

Dados:

• Vr = volume de fluido necessário para recuar o cilindro em litros

• Ac = área da coroa em cm² = 7658 cm²

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm Cálculo:

Ac.s Vr =

Vr =

10.000 7,658cm² . 300mm

10.000

Vr = 0,22974 litros Calcular a velocidade de avanço do cilindro em mm/seg

Fórmulas:

• va (mm/seg) =

ou

• va (mm/seg) =

s(mm) ta(seg)

Qsis(lpm) Ap(cm²).0,006

Dados:

• va = velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm

• ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos = 5s

• Qsis = vazão do sistema ou vazão de trabalho em lpm

• Ap = área do pistão Cálculo:

va =

va =

s ta 300 5seg

va = 60 mm/ seg

Obs: Quando a velocidade do cilindro for igual ou superior a 100 mm/ seg,

deve ser colocado amortecimento no final do curso do cilindro. 22

Escolha da Bomba Calcular a vazão (Q) mínima necessária no sistema em lpm (Qsis)

Fórmulas:

• Qsis (lpm) =

ou

• Qsis (lpm) =

Va(litros).60

ta(seg)

Ap(cm²) . s(mm) . 0,006

ta(seg)

• Qsis (lpm) = va (mm/seg) . Ap(cm²) . 0,006

Dados:

• Qsis = vazão do sistema = vazão fornecida pela bomba na pressão de

trabalho em lpm.

• Va = volume de fluido no avanço do cilindro em litros = 0,377 litro

• ta = tempo necessário para avançar o cilindro em segundos = 5 seg

• Ap = área do pistão em cm² = 12,566 cm²

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm

• va = velocidade no avanço do cilindro = 60 mm/ seg

• 60 = constante para transformação de segundos para minuto

• 0,006 = constante para transformação em lpm.

23

Cálculos: Qsis = Va.60

ta = 0,377litros.60

5seg

Qsis = 4,524 lpm

ou Qsis = Ap.s.0,006

ta

Qsis = 12,566cm².300mm.0, 006 5seg

Qsis = 4,52376 lpm

ou

Qsis = va . Ap . 0,006

Qsis = 60 mm/seg . 12.566cm² . 0,006

Qsis = 4,52376 Obs:

• A bomba é escolhida, consultando-se o catálogo dos fabricantes.

• A seleção da bomba é baseada na vazão necessária para

acionamento dos atuadores, calculada anteriormente.

• A maior vazão requerida no sistema determina o tamanho da bomba,

contudo se o circuito apresenta variação na necessidade de vazão é

recomendável o uso de bombas duplas ou variáveis.

• Analisar o ambiente quanto a:

• Lugar sujo

• Calor

• Ácido

• Choque, etc Tipos de bombas

Bomba de palhetas de vazão variável com compensação de pressão

• Para trabalhos de até 70 bar intermitente

• Dispensam válvulas de alívio (economia)

• Possui controle de vazão

• Motor elétrico menor (economia)

• Vazão até 114 lpm

• Na máxima pressão, a vazão é nula para o sistema

24

• Necessita um acumulador de pressão para absorver o impacto – liga/

desliga. Bomba de engrenagens

• Dimensionados para trabalhos de até 210 bar intermitentes

• Vazão de 265 lpm

• 1800 rpm

• Barato (economia)

• Admite sujeira Bomba de pistões

• Algumas são dimensionadas para trabalhos de até 210 bar

intermitentes

• Vazão de 42 lpm

• 1800 rpm

• Caro

• Mais preciso

• Não admite sujeira

• Grande variedade de pressão

• São geralmente empregadas “em paralelo” com outro tipo de bomba,

pois suportam uma alta pressão, apesar de fornecerem uma baixa vazão. Costumam ser usadas em sistemas que precisam ter forças elevadas, com baixa velocidade no final do curso do cilindro.

• As bombas hidráulicas apresentam uma perda de vazão (Q) através

de vazamentos internos ocasionando uma vazão real (Qsis) inferior à

vazão teórica (Qnominal).

Vazão nominal (Qnom) é toda vazão lida no gráfico na pressão de 7 bar

(zero da hidráulica).

Vazão do sistema (Qsis) é toda vazão lida no gráfico da pressão de

trabalho (exemplo 120 bar).

A vazão efetivamente enviada ao sistema é denominada rendimento

volumétrico (ηv) e deve ser considerada no dimensionamento da bomba.

O rendimento volumétrico varia em função do modelo construtivo da

bomba e da pressão na qual ela opera.

25

A melhor maneira de fazermos a seleção é através das curvas (gráfico) de

rendimento da bomba, encontradas nos catálogos dos fabricantes, que

apresentam a vazão real (Qsis) em função da pressão de trabalho e da

rotação de acionamento. Caso não tenhamos um gráfico adequado à

pressão de trabalho devemos recalcular o cilindro. As máquinas

hidráulicas só trabalham se a bomba tiver o rendimento mínimo de 80%. Fórmula para cálculo de rendimento volumétrico:

• ηv =

Qsis Qnom

• ηv = rendimento volumétrico

• Qsis = vazão do sistema em lpm

• Qnom = vazão nominal em lpm Curvas características – Valores Médios (medidas a n=1450 min −1 ; v = 46 mm²/ s; t = 40 °C)

26

Curvas características (valores médios) medidas a n = 1450 mm; v = 41

mm²/s e t = 50°C.

27

Calcular a vazão nominal da bomba em lpm (Qnom)

Fórmula:

• Qnom(lpm) =

Qsis(lpm)

ηv Dados:

• Qnom = vazão da bomba em lpm

• Qsis = vazão do sistema em lpm = 4,523 lpm

• ηv = rendimento volumétrico = 0,9 Cálculo:

Qnom =

Qsis = ηv

4,523lpm

0,9 Qnom = 5.0255 lpm

Consultando-se o catálogo do fabricante, temos as bombas:

Qnom = 4 lpm

Qnom = 8 lpm

Qnom = 12 lpm

Qnom = 16 lpm

Qnom = 20 lpm

Qnom = 24 lpm 28

Qnom = 28 lpm

Qnom = 32 lpm

Conforme o cálculo anterior (5,0255 lpm), a bomba escolhida é a de

Qnom = 8lpm. Recalcular a vazão do sistema (Qsis) em lpm

Fórmulas:

• Qsis(lpm) =

ou

Va(litros).60

ta(seg)

• Qsis(lpm) = Ap(cm²) s (mm) . 0.006

ta (seg)

ou

• Qsis(lpm) = va(mm/seg) . Ap(cm²) . 0,006

ou

• Qsis(lpm) = Qnom(lpm) . ηv

Dados:

• Qnom = 8 lpm

• ηv = 0,9

Cálculo:

Qsis = Qnom . ηv

Qsis = 8 lpm . 0,9

Qsis = 7,2 litros Recalcular o tempo necessário para avançar o cilindro (ta) em segundos

Fórmulas:

• ta(seg) =

• ta(seg) =

• ta(seg) =

s(mm)

va(mm / seg) Ap(cm²) . s(mm) . 0,006

Qsis(lpm) Va(litros).60

Qsis(lpm)

29

Dados:

• ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos.

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm.

• Va = volume de fluido necessário para o cilindro avançar em litros =

0,3769 litros.

• va = velocidade do cilindro no avanço em mm/ seg.

• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm².

• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm.

• 0,006 = constante para transformar em lpm. Cálculos:

ta = Ap.s.0,006

Qsis

ta = 12,5664cm². 300mm . 0,006 7,2 lpm

ta = 3,1416 seg

ou ta =

ta =

Va.60 Qsis 0,37698litros.60

7,2lpm ta = 3,1415 seg

Calcular a velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg (va)

Fórmulas:

• va (mm/seg) =

•

• va (mm/seg) =

s(mm) ta(seg) Qsis(lpm) Ap.0,006

30

Dados:

• va = velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg.

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm

• ta = tempo necessário para avançar o cilindro em segundos=3,1416

seg

• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm

• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm²

• 0,006 = constante de transformação para lpm

Cálculos:

va =

va =

s ta

300mm 3,1416seg

va = 95,4927 mm/ seg

ou

va =

Qsis

Ap.0,006

va = 7,2lpm

12,5664cm² . 0,006

va = 95,4927 mm/ seg Calcular o tempo necessário para recuar o cilindro em segundos (tr)

Fórmulas:

• tr(seg) =

s(mm)

vr(mm / seg)

• tr(seg) = Ac(cm²) . s(mm). 0,006

Qsis(lpm)

• tr(seg) = Vr(litros).60 Qsis(lpm)

31

Dados:

• tr = tempo necessário para o cilindro recuar em segundos.

• s = curso do cilindro em mm = 300 mm

• vr = velocidade do cilindro no recuo em mm/ seg

• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm²

• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lp

No de Pólos RPM fornecido RPM sob Carga

Máx.

2 3600 3450

4 1800 1725

6 1200 1140

A velocidade do motor elétrico (RPM) deve ser dimensionada a partir das

velocidades mínimas, ideais e máximas, recomendadas pelo fabricante da

bomba que será acionada pelo motor.

Fator de Serviço

Geralmente, vêm em uma plaqueta na carcaça do motor todos os dados

característicos do motor como, por exemplo, a potência, a rotação, a

voltagem, etc.

Um desses dados é o fator de serviço que é um fator de multiplicação da

potência do motor.

Para motores de até 200 HP esse fator de serviço normalmente é igual a

1.15.

Isso quer dizer que o motor poderá operar continuadamente com uma

potência acima do nominal, indicada na plaqueta.

Exemplos:

Dados

HP nominal = 50 HP

Fator de serviço = 1.15

32

Cálculo

HP máximo = HP nominal . fator de serviço

HP máximo = 50 HP 1.15

HP máximo = 57,5 HP Calcular a potência hidráulica (PH) em cv, HP e Watts (W)

Fórmulas

PH (cv) =

Pef (kgf/cm 2 ) . Qnom (lpm)

450 . ηv

PH (HP) = Pef (psi) . Qnom (gpm)

1714 . ηv

Sabe-se que:

1 galão = 3.785 litros

1 cv = 0,986 HP

1 cv = 736 W (Watts)

1 HP = 746 W (Watts) 1 Kgf/ cm 2 = 14.223 psi

gpm = galões por minuto

Dados

PH = potência hidráulica em cv (cavalo vapor)

PH = potência hidráulica em HP (horse power)

Pef = pressão efetiva da válvula de segurança

em kgf/ cm2 ou em psi = 79.676 kgf/ cm2

Qnom = vazão nominal da bomba em lpm ou gpm = 8 lpm η v = rendimento volumétrico da bomba = 0,9

Cálculo

PH = Pef . Qnom 450 . η v

PH = 79.676 kgf/ cm2 .8 lpm

450 . 0,9

PH = 637.408

405

33

PH = 1.5738 CV

ou se

1 cv = 0.986 HP

1.5738 cv = PH (HP), então PH =

0.986HP . 1.5738cv 1cv

PH = 1.5517 HP

ou se 1 cv = 736 W

1.5738 cv = PH (W), então:

PH (W) =

736W .1.5738cv 1 cv

PH = 1.158 . 3168 W

Dimensionamento de Tubulações

Para o diâmetro calculado resultar em diâmetro comercial e com o mínimo

de perda de carga, devemos seguir “velocidades recomendadas” para o

escoamento do fluido.

Velocidades recomendadas do fluido hidráulico nas tubulações

Linhas (tubulações) Velocidade mínima recomendada

Velocidade máxima recomendada

Sucção (vs)

0,6 m/ seg

60,96 cm/ seg

1,2 m/ seg

121,92 cm/ seg

Retorno (vr)

3 m/ seg

304,8 cm/ seg

4,6 m/ seg

457,2 cm/seg

Pressão (vp)

6 m/ seg

609 cm/ seg

7,6 m/ seg

762 cm/ seg

Obs: Para cálculo, utiliza-se a maior velocidade recomendada devido ao

espaço de montagem e a facilidade de se curvar.

Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de sucção em mm (ds)

Fórmulas:

• As(cm²) =

Qnom(lpm).0,170

vs(m / seg)

As(cm²) • Ds(mm) = 10 .

0,7854

37

Dados:

• As = área do tubo instalado na linha de sucção em cm²

• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm

• vs = velocidade recomendada do fluido hidráulico nas tubulações

instaladas na linha de sucção em m/seg. Utiliza-se a maior velocidade recomendada = 1,2 m/seg

• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm²

• Ds = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de sucção em mm. Cálculos:

As = Qnom.0,170

vs = 8lpm.0,170

1,2m / seg As = 1,1333 cm²

As(cm²) Ds(mm) = 10.

Ds(mm) = 10.

0,7854

1,13333cm²

0,7854 Ds = 12,012 mm

Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de retorno em mm (Dr)

Fórmulas:

• Ar(cm²) =

Qnom(lpm).0,170

vr(m / seg)

Ar (cm²) • Dr(mm) = 10.

0,7854 Dados:

• Ar = área do tubo instalado na linha de retorno em cm²

• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8lpm

• vr = velocidade recomendada do fluido hidráulico nas tubulações

instaladas na linha de retorno em m/ seg. Utiliza-se a maior velocidade recomendada = 4,6 m/ seg

• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm²

• Dr = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de retorno em mm. 38

Cálculo:

Ar = Qnom.017 vr

= 8lpm.0,170 4,6m / seg

Ar = 0,29565 cm²

Ar (cm²) Dr(mm) = 10.

Dr(mm) = 10.

0,7854

0,29565cm²

0,7854

Dr = 6,1354 mm Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de pressão em mm (Dp)

Fórmulas:

• Ap(cm²) =

Qnom(lpm).0,170

vp(m / seg)

• Dp(mm) = 10.

Ap(cm²) 0,7854

Dados:

• Ap = área do tubo instalada na linha de pressão em cm²

• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm

• Vp = velocidade recomendada no fluido hidráulico nas tubulações

instaladas na linha de pressão em m/seg. Utiliza-se a maior velocidade recomendada = 7,6 m/seg

• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm²

• Dp = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de pressão em mm.

Cálculo:

Ap = Ap(cm²) =

Qnom.0,170

vp

= 8lpm.0,170

7,6m / seg

Ap = 0,17894 cm²

Dp(mm) = 10.

Dp(mm) = 10.

Ap(cm²) 0,7854

0,17894cm²

0,7854

Dp = 4,7731 mm

39

Para usar a tabela, coloque uma régua ligando dois valores conhecidos e leia o valor procurando na terceira coluna.

40

Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na linha de sucção em mm

Fórmula (utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a

espessura):

• es(mm) = δ.Pef(kgf / cm²).Ds(cm).10

2.(τ − δ.Pef (kgf / cm²))

Dados:

• es = espessura da parede da tubulação instalada na linha de sucção

em mm

• δ = coeficiente de segurança para a linha de sucção = 8

• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79.676

kgf/ cm²

• Ds = diâmetro do tubo instalado na linha de sucção em cm = 1,2012

cm

• τ = resistência do material do tubo (2500 a 5000 kgf/ cm²)

Cálculos

es =

es =

es =

δ.Pef.Ds.10 2.τ.Pef )

8.79,676kgf / cm².1,2012cm.10

2.(3500 − 8.79,676kgf / cm²)

7656,5448 5725,184

es = 1,3373 mm

es = δ.Pef.Ds.10 2.(τ − δ.Pef )

es = 8.79,676kgf / cm².1,2012cm.10 2.(5000 − 8.79,676kgf / cm²)

es = 7656,5448 8725,184

es = 0,877 mm

41

Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na linha de retorno em mm

Fórmula (Utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a

espessura):

• er(mm) = δ.Pef(kgf / cm²).Dr(cm).10

2.(τ − δ.Pef (kgf / cm²)) Dados:

• er = espessura da parede da tubulação instalada na linha de retorno

em mm.

• δ = coeficiente de segurança para a linha de retorno = 8

• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79,676

kgf/cm²

• Dr = diâmetro do tubo instalado na linha de retorno em cm = 0,61354

cm

• τ = resistência do material do tubo (3500 a 5000 kgf/ cm²) Cálculo:

er =

er =

τ.Pef.Dr.10 2.(τ − δ.Pef ) 8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10

2.(3500 − 8.79,676cm²) er = 0,683 mm

er =

er =

er =

δ.Pef.Dr.10 2.(τ − δ.Pef ) 8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10

2.(5000 − 8.79,676cm²) 3910,753 8725,184

er = 0,448 mm

42

Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na linha de pressão em mm

Fórmula (Utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a

espessura):

• ep(mm) = δ . Pef(kgf/cm²) . Dp(cm) .10

2 . (τ − δ . Pef(kgf/cm ²))

Dados:

• ep = espessura da parede da tubulação instalada na linha de pressão

em mm.

• δ = coeficiente de segurança para a linha de pressão = 4.

Obs: O fator de segurança na pressão é menor pois, do contrário,

teríamos a parede do tubo excessivamente espessa.

• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79,676

kgf/ cm².

• Dp = diâmetro do tubo instalado na linha de pressão em

mm = 0,4773 cm.

• τ = resistência do material do tubo (3500 a 5000 kgf/ cm²).

Cálculo:

ep = δ . Pef . Dp .10 2 .(τ − δ . Pef)

ep = 4 . 79,676kgf/ cm² . 0,4773cm .10

2 . (3500 − 4.79,676cm²)

ep = 1521.1741 6.362.592

ep = 0,239 mm

ep = δ . Pef . Dp .10 2 . (τ − δ . Pef)

ep = 4 79.676 kgf /cm² . 0.4773 cm .10

2 . (5000 − 4 . 79,676 kgf/ cm²)

43

ep =

1.521.1741 9.362.592

ep = 0,1624 mm

Obs:

• Conhecendo-se o diâmetro interno e a espessura da parede de cada

tipo de tubo, determina-se o cano que será utilizado através de pesquisas de catálogos, de forma a se verificar a disponibilidade de mercado.

• Alguns catálogos de fabricantes de tubos trazem no seu interior,

ábacos que nos permitem determinar o diâmetro interno da tubulação

e tabelas que indicam a espessura disponível de tubo no comércio

para uma determinada pressão. 44

45

46

Dimensionamento do reservatório

O reservatório deve possuir um volume de óleo, tal que, teoricamente todo o volume armazenado circule uma vez pelo circuito a cada 3 (três) minutos.

Calcular a capacidade total do reservatório com chicana em litros (Ct)

Fórmula: • Ct (litros) = 3 . Qnom (lpm) . 1,1 Dados: • Ct = capacidade total do reservatório em litros • Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm • 1,1 = 10% de ar para permitir a circulação do óleo.

Cálculo:

Ct = 3 . Qnom . 1,1 = 3 . 8 lpm . 1,1

Ct = 26,4 litros Calcular a capacidade total do reservatório sem chicana em litros (Ct)

Fórmula: • Ct (litros) = 5 . Qnom (lpm) . 1,1

Dados: • Ct = capacidade total do reservatório em litros • Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm • 1,1 = 10% de ar para permitir a circulação do óleo

Cálculo

Ct = 5 . Qnom . 1,1 = 5 . 8 lpm . 1,1

Ct = 44 litros

47

48

Dimensionamento das válvulas

Normalmente, os catálogos trazem através de tabelas a máxima vazão

que uma determinada válvula de determinado tamanho deixa passar.

Teoricamente, uma válvula deixaria passar qualquer vazão dependendo,

é claro, da perda de carga que queremos ter através dela.

Por outro lado, se ultrapassarmos a vazão indicada no catálogo,

poderemos ocasionar o mau funcionamento da válvula devido às

características de fabricação interna dos componentes,

dimensionamentos, etc.

Válvulas

A seleção do tamanho nominal (TN) das válvulas a serem utilizadas no

circuito é baseada em 2 (dois) parâmetros:

• Pressão máxima de operação

• Vazão que circula pela válvula

Estes parâmetros são obtidos quando do dimensionamento dos atuadores

e da bomba.

Válvulas direcionais

São disponíveis com acionamento direto para vazão de até 120 lpm.

Acima desta vazão utilizam-se as válvulas pré-operadas.

Um ponto importante na seleção das válvulas direcionais é a queda de

pressão produzida pela passagem do fluido no seu interior. O valor desta

queda de pressão depende do tipo de êmbolo que a válvula possui e da

vazão que circula através da mesma.

49

Nos catálogos dos fabricantes, existem tabelas que permitem determinar

esse valor. O valor máximo aceitável de queda de pressão depende do

tamanho nominal (TN) da válvula direcional e da complexidade do circuito.

Contudo, na maioria das aplicações, uma queda de pressão de até 5 bar

é tolerável.

Quando a válvula direcional comandar cilindros de dupla ação com

relação de área grande (2:1, 3:1, etc.), é preciso atenção, pois a vazão

que deixa o cilindro (vazão induzida) no movimento de retorno será

superior à vazão da bomba, causando uma queda de pressão elevada na

válvula direcional. Exemplo:

No esquema abaixo, a vazão que entra na câmara do lado da haste é de

30 lpm, porém a vazão que deixa a câmara oposta é de 90 lpm. Com isso,

a vazão através da válvula direcional será:

• P → B = 30 lpm

• A → T = 90 lpm

Vazão Induzida

O óleo que sai causa resistência.

Fórmulas:

• Qi (retorno) (lpm) =

Ap(cm²) Ac(cm²)

. Qsis (lpm)

• Qi (avanço) (lpm) =

Ac(cm²) . Qsis (lpm) Ap(cm²)

Dados:

50

• Qi (retorno) = vazão induzida no retorno do cilindro em lpm

• Qi (Avanço) = vazão induzida no avanço do cilindro em lpm

• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm

• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm²

• Ac = área da coroa em cm² = 7,65765 cm²

Cálculos:

Qi(retorno) =

Ap . Qsis Ac

Qi(avanço) = 12,5664cm² . 7,2 7,65765cm²

Qi (avanço) = 11,814 lpm

Qi(retorno) =

Qi(avanço) =

Ac . Qsis Ap 7,65765cm² 12,5664cm²

. 7,2

Qi (avanço) = 4,3875 lpm

Válvulas para controle de pressão

São selecionadas a partir da vazão que circula pela válvula e da pressão

a ser ajustada no sistema. Em uma válvula de segurança existem faixas

de ajuste de pressão próximas do limite máximo. É recomendado que o

valor a ser ajustado não fique próximo do limite máximo.

Para válvulas redutoras de pressão, seqüência, contrabalanço, etc., é

necessário verificar no catálogo do fabricante o valor da queda de

pressão, conforme visto em válvula direcional.

Válvulas reguladoras de vazão

O tamanho nominal (TN) da válvula é definido pela vazão a ser

controlada. Neste caso, também é necessário consultar o catálogo do

fabricante para verificar o valor máximo de vazão controlável.

Em válvulas com retenção incorporada para permitir fluxo livre de retorno,

é necessário verificar a queda de pressão durante este movimento.

Nos casos particulares onde o catálogo não indica a máxima vazão

(retorno simples, por exemplo), recomenda-se que seja adotada a

51

válvula cujo diâmetro da tomada seja igual ou imediatamente superior ao diâmetro interno da tubulação onde será instalada a válvula.

Cálculo da perda de carga em linhas de pressão, potência, eficiência e perdas no sistema

Cálculo de perda de carga distribuída na linha

Fórmula:

• ∆P(kgf/cm²) = f .

L(cm) D(cm)

. υ.δ

1884,614 Dados:

• ∆P = perda de carga distribuída na linha em kgf/ cm²

• f = fator de fricção (n° puro)

• f = X R

• X = é uma constante que depende do tipo de tubulação e

variação da temperatura do fluido.

• X = 60 – para tubos rígidos e temperatura constante

• X = 75 – para tubos rígidos e temperatura variável ou para

tubos flexíveis e temperatura constante

• X = 90 – para tubos flexíveis e temperaturas variáveis Obs: Como fator de segurança recomenda-se utilizar sempre “X = 90”

• R = é o número Reynolds que deverá ser sempre menor do que

2000 para que o tipo de escoamento seja laminar, onde teremos

sempre a mesma perda de carga.

• Em realidade, entretanto, um sistema a óleo hidráulico estará

sempre sujeito a turbulências em blocos manifolds, válvulas, etc.

• Assim sendo, observe que o cálculo do número de Reynolds

indicará um valor menor que 2000, mas não necessariamente o

escoamento será laminar em todo o sistema. 52

Fórmula para cálculo do N° de Reynolds (R)

R = v(m / seg).D(cm) υ(st)

(N° Puro)

Onde:

• D = diâmetro interno da tubulação em cm

• υ = viscosidade cinemática do fluido em st (centistoks)

(1st=1cm²/seg)

• Para óleo hidráulico, varia de 0,45 a 0,50 st

• Dessa forma, recomendamos que sejam calculados 2 n°s de

Reynolds.

• R1 – usando υ = 0,45 st

• Resultará em N° de Reynolds menor possível que deverá ser

menor do que 2000.

• R2 – usando υ = 0,50 st

• Resultará em N° de Reynolds menor possível, resultando em

um fator de fricção “f” maior possível e portanto ∆P maior possível (segurança).

• L = comprimento total da tubulação em cm

• L = Ll + Ls

Onde: • Ll = comprimento total da canalização “retilínea” do sistema em

cm.

• Ls = comprimento equivalente das singularidades do sistema

(curvas, cotovelos, etc.) em canalização retilínea em cm.

• D = diâmetro interno da tubulação em cm = 0,6 a 1,2 m/ seg

• v = velocidade de escoamento do fluido em m/ seg (recomendado)

• Sucção = 60,96 a 121,92 cm/ seg ou 0,6 a 1,2 m/ seg

• Retorno = 304,8 a 457,2 cm/ seg ou 3 a 4,6 m/ seg

• Pressão = 609 a 762 cm/ seg ou 6 a 7,6 m/ seg

• δ = Peso específico do fluido

• Para óleo hidráulico = 0,818kg/ dm3 ou 0,00818kg/ cm³

• 1884,614 = fator de conversão que harmoniza as utilizadas da forma

que a resposta de ∆P seja fornecida em bar.

Obs: Neste cálculo de perda de carga distribuída não foi levada em

consideração a perda originada nos blocos manifolds (bloco de aço onde

53

são montadas as válvulas). Nestes blocos, as curvas internas de

interligação são feitas a 90° com canto vivo, gerando assim uma

turbulência e, por conseguinte, perda de carga maior. Sugerimos que, na prática, para cada 5 blocos manifolds, acrescentemos

10% ao valor de ∆P (∆Preal = 1,1. ∆P). 54

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

0

34

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

1

SIMBOLOGIA

Normas DIN/ISO 1219 e ABNT (em estudo).

BOMBAS HIDRÁULICAS

Manual

Vazão variável

(com 2 sentidos de fluxo)

Vazão fixa

MOTORES HIDRÁULICOS

Com 1 sentido de rotação

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

2

Vazão variável (com 1 sentido de fluxo)

Com 2 sentidos de rotação

Com 2 sentidos de rotação com torque e

volume de absorção variável

Ação dupla (sem amortecimento)

CILINDROS HIDRÁULICOS

Ação simples (retorno por força externa)

Ação dupla (com amortecimento regulável no

avanço e retorno)

Ação simples (retorno por mola)

Ação dupla com haste passante igual

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

3

Telescópio (de ação simples)

Retenção simples - mola diferente de 0,5 bar

(indicar contrapressão junto ao símbolo)

Telescópio (de ação dupla)

Retenção com desbloqueio hidráulico (piloto

externo e dreno interno)

Multiplicador de pressão

Retenção com desbloqueio hidráulico (piloto e

dreno externo)

VÁLVULAS DE BLOQUEIO

Retenção simples (mola 0,5 bar)

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

4

Retenção com desbloqueio hidráulico,

geminada.

Limitadora de pressão pré-operada com

regulagem manual

Sucção ou de pré-enchimento

Limitadora de pressão pré-operada com

descarga por solenóide

VÁLVULAS DE PRESSÃO

Limitadora de pressão com comando de

operação próprio com regulagem manual

Seqüência diretamente operada

Redutora de pressão pré-operada

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

5

Seqüência pré-operada

Segurança e descarga do acumulador

(interruptora de pressão pré-operada).

Redutora de pressão diretamente operada

VÁLVULAS DE VAZÃO

Redutora de vazão

Redutora de vazão com retorno livre

Reguladora de vazão com pressão

compensadora e retenção com comando

direcional

Redutora de vazão com retorno livre, Retificador para regulador de vazão (placa

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

6

geminada.

GRAETZ)

Reguladora de vazão com pressão

compensada e retenção

Frenagem (retardamento)

Frenagem e segurança

Controle do manômetro

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

7

VÁLVULAS DIRECIONAIS

Direcional Rotativa

Seletora para manômetro

Válvula solenóide para água

Direcional manual (centragem por mola)

Direcional manual (com travamento)

Direcional pré-operada por solenóide e

controlada hidraulicamente (centragem por

pressão hidráulica)

Direcional diretamente operada por solenóide

(centragem por mola)

Direcional mobil com acionamento manual e

centragem por mola

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

8

Direcional pré-operada por solenóide e

controlada hidraulicamente (centragem por

molas)

Direcional de assento (1 esfera)

Direcional de assento (2 esferas)

SERVO-VÁLVULAS

Servo-válvulas de pressão

Alternadora

Servo-válvulas direcional

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

9

Elemento lógico

VÁLVULAS PROPORCIONAIS

Direção proporcional

Reguladora de vazão, proporcional.

Limitadora de pressão acionada por motor de

corrente continua

Limitadora de pressão, proporcional.

ACESSÓRIOS

Acumulador (bexiga)

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

10

Redutora de pressão, proporcional

Acumulador (membrana)

Acumulador (pistão)

ACESSÓRIOS

Filtro de ar c/bocal de enchimento

Filtro de óleo

Pressostato com dreno interno (com 1

contato)

Pressostato (com 2 contatos)

Trocador de calor

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

11

Aquecedor

Fluxostato

Pressostato com dreno externo

(com 1 contato)

Registro aberto

ACESSÓRIOS

Registro fechado

Termômetro

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

12

Indicador de nível de óleo

Termostato

Indicador elétrico de nível do óleo

(com 2 contatos)

Manômetro/Vacuômetro

Rotâmetro

Acoplamento

Engate rápido (macho e fêmea)

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

13

ACESSÓRIOS

Conexão

Mangueira ou tubo flexível

Junta de expansão

Linhas não interligadas

Linhas interligadas

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

14

EXERCÍCIOS

1ª parte:

1- Definir hidráulica.

2- Definir óleo-hidráulica.

3- Definir e classificar os sistemas óleo-hidráulicos.

4- Citar vantagens e desvantagens dos sistemas hidráulicos. Justificar

5- Explicar o “princípio da conservação de energia” em sistemas hidráulicos.

6- Como se identifica o componente de saída de um circuito hidráulico? E o de entrada?

7- Normalmente, qual é a pressão disponível para preencher a entrada de uma bomba?

8- Qual é a função de uma bomba no sistema hidráulico?

9- Quais as características básicas das bombas de deslocamento positivo? Cite os tipos mais

usuais e suas aplicações.

10- Porque não se usa uma bomba centrífuga para transmitir pressão?

11- Citar algumas propriedades de um fluido hidráulico.

12- Citar algumas funções de um fluido hidráulico.

13- Como se cria a pressão em um sistema hidráulico?

14- O que determina a velocidade de um atuador?

15- Qual a relação entre a velocidade do fluido e atrito num tubo?

16- Relacionar as velocidades recomendadas pelos fabricantes na tubulação.

17- Citar 3 funções de um reservatório e como ele deve ser dimensionado.

18- Qual é a utilidade de um respiro em um reservatório?

19- Qual é a função de uma chicana horizontal e vertical?

20- Onde deverá ser localizado o bujão de dreno de um reservatório?

21- Mencionar 3 possíveis lugares onde se pode colocar um filtro.

22- De que forma regula a velocidade de um sistema hidráulico?

23- Qual é a função de uma válvula de segurança?

24- O que é vazão induzida em um sistema hidráulico?

EXERCÍCIOS

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

15

2ª parte:

25- Calcular a área de seção e diâmetro interno do duto na linha de pressão, sucção e retorno de

um sistema hidráulico com uma vazão de 8 lpm.

26- Calcular a potência hidráulica, em cv, para girar uma bomba com vazão de 20 lpm e

pressão máxima de 120 bar com rendimento de 75%.

27- Calcular a força e a velocidade de avanço e de retorno de um cilindro hidráulico de dupla

ação com diâmetro de pistão de 50 mm e de haste de 30 mm. A pressão de trabalho é 60 bar

e a vazão da bomba é constante e igual a 6 lpm.

28- Um cilindro hidráulico de dupla ação tem um diâmetro de pistão igual a 150 mm, diâmetro

de haste igual a 80 mm e curso de 200 mm. Se ele trabalhar a uma pressão de 80 bar com

uma bomba fornecendo uma vazão de 50 lpm, determinar:

a) as velocidades de avanço e de retorno.

b) os tempos gastos no avanço e no retorno.

c) a pressão necessária nas câmaras traseira e dianteira para que ele realize uma força de 3000

Kgf.

29- Calcular a força exercida no avanço e no retorno de um cilindro de 2” de diâmetro de pistão

e 1 1/2” de diâmetro de haste, sabendo que a pressão fornecida é de 210 bar.

30- Para uma pressão de 70 bar quero obter uma força de avanço de 5000 Kgf e outra de

retorno de 2000 Kgf. Calcular as áreas de pistão, haste e coroa e diâmetro de pistão e haste

para que isso possa ocorrer.

31- Dimensionar o cilindro de uma prensa de chapas de 1.00 cm de espessura, sabendo que a

força necessária a prensagem será de 100 toneladas força para uma pressão de 210 bar.

32- Sabendo que para efetuar uma força de avanço de 5000 Kgf, precisamos de um cilindro de

diâmetro de pistão de 9,45 cm e diâmetro de haste de 7,31 cm uma força de retorno de 2000

Kgf. Calcular as vazões necessárias para o avanço e retorno do cilindro, sabendo que o

curso do mesmo é de 500 mm e o tempo de ida é de 3,0s e retorno 1,5s.

33- Calcular a perda de carga de um sistema sabendo que:

a) a vazão máxima é de 20 lpm.

b) os tubos são flexíveis e a temperatura do fluido é constante.

c) o comprimento da canalização retilínea é de 1400 centímetros.

d) são encontradas as seguintes singularidades no sistema:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

16

d.1) 2 cotovelos de 90º raio longo

d.2) 2 cotovelos de 90º raio curto

d.3) 2 cotovelos de 45º

d.4) 4 curvas de 90º raio longo

d.5) 2 “tês” de saída bilateral

d.6) 1 registro globo

e) válvulas RACINE usadas na linha de pressão;

e.1) 2 válvulas de controle direcional de 1/4” ( ∆P = 3,5 bar)

e.2) 2 válvulas de sequência de 3/8” ( ∆P = 2,8 bar)

e.3) 1 válvula de controle de vazão (vazão máxima 30 lpm) (∆P = 3,5 bar)

e.4) 1 válvula de retenção pilotada de 3/4” montada em placa ( ∆P = 0,8 bar)

f) o fluido é óleo SAE-10.

Sabendo-se que o sistema necessita de uma pressão mínima de 160 bar e que a pressão

máxima fornecida é de 210

bar, a que conclusão chegamos após o cálculo da perda de carga total do sistema?

34- Sabendo que um cilindro que trabalha em sistema regenerativo, recebe óleo da bomba a

uma vazão de 60 lpm e pressão máxima de 70 Kgf /cm2, calcular a força resultante e a

velocidade de avanço para um diâmetro de pistão igual a 8”, e diâmetro de haste igual a 5”.

Adotando um curso de 500 mm em quanto tempo o cilindro se estenderá? Faça a seguir, o

cálculo da força, velocidade e tempo de avanço utilizando os mesmos dados acima e

imaginando como se o sistema não fosse regenerativo. Estabeleça conclusões entre o

primeiro e o segundo caso.

35- Calcular a vazão necessária para que um cilindro de uma máquina injetora, de curso igual a

370 mm, diâmetro de pistão 13,26 cm e diâmetro de haste de 7,66 cm de haste, efetue a

injeção de cinco peças por minuto.

36- Calcular a vazão necessária para um cilindro de uma prensa hidráulica, de 400 mm de curso

e diâmetro de pistão 10,16 cm e diâmetro de haste de 6,35 cm de forma que gaste 10

segundos para o avanço e 5 segundos para o retorno, perfazendo portanto um tempo total de

15 segundos (avanço e retorno).

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

17

3ª parte:

Transmissão Hidráulica de força

F1 = 250 Kgf

A2 = 20 cm2

A1 = 5 cm2

F2 = ?

Conclusão:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

18

Transmissão Hidráulica de pressão

P1 = 40 bar

A1 = 15 cm2

A2 = 5 cm2

P2 = ?

Conclusão:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

19

Macaco Hidráulico

G = 200 Kgf

A2 = 10 cm2

A1 = 2,5 cm2

P = ?

F1 = ?

Determinar o número de vezes que o operador terá que bombear para elevar o veículo 15 cm.

O deslocamento do êmbolo é de 10 cm.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

20

Dimensionar as tubulações do circuito hidráulico abaixo:

Dados:

Q = 30 lpm

P = 210 bar

Relação de áreas do cilindro: (2:1)

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

21

Projetar o esquema de comando simplificado para uma plataforma de elevação.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

22

Guincho para pequenas cargas

Um guincho hidráulico deverá erguer uma carga através do acionamento de uma válvula

acionada por alavanca e o seu retorno se dará somente pelo desacionamento da mesma.

Projetar o esquema hidráulico para o sistema descrito acima.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

23

Porta de caldeira

Um cilindro de dupla ação tem a função de abrir e fechar a porta de uma caldeira e

deverá ser controlado por uma válvula direcional com retorno por mola, sendo que, no

acionamento promove-se o avanço, no desacionamento, o retorno.

Projetar o esquema hidráulico para o sistema descrito acima.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

24

Projetar o esquema de comando para o dispositivo de prensagem mostrado abaixo. O cilindro

de dupla ação deve avançar (movimento de descida) quando for acionada uma alavanca e

permanecer avançado enquanto a alavanca estiver acionada. Ao terminar a prensagem a

alavanca deve ser desacionada e o cilindro deve retornar a sua posição de partida (totalmente

recuado), permanecendo assim, até que um novo comando seja efetuado.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

25

Um cilindro de dupla ação deve comandar o movimento de avanço de uma mesa posicionadora

de um dispositivo de usinagem. O dispositivo possui várias estações de usinagem, portanto, a

mesa deve poder parar em qualquer posição ao longo do curso do cilindro.

Projetar o esquema de comando para o cilindro da mesa.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

26

Um cilindro hidráulico comanda a operação de descarga de um silo para armazenagem. Deve-

se comandar a abertura e o fechamento da porta do silo, sabendo-se que o produto armazenado

pode fluir em maior ou menor quantidade, em função da capacidade de carga do veículo a ser

carregado.

Projetar o esquema de comando.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

27

Um cilindro de dupla ação deve comandar o movimento de abertura e fechamento de uma porta

de um forno para tratamento térmico. O movimento de subida da porta (abertura) deve se dar

rapidamente e o movimento de descida deve possuir velocidade controlada para que a porta não

sofra impactos durante o seu fechamento.

Projetar o esquema de comando.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

28

Um elevador de cargas deve transportar volumes de grande peso da linha de produção (posição

A) para o estoque (posição B). Durante a retirada do material a plataforma deve ficar

hidraulicamente fixada.

Projetar o esquema de comando.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

29

O cilindro de dupla ação deverá prender peças de diferentes materiais (cerâmica,

madeira, metal, vidro, etc.).

Projetar um esquema hidráulico onde a pressão, para cada peça de diferente material,

possa ser ajustável.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

30

Sistema hidráulico simples (circuito aberto).

1. Identificar os componentes.

2. Descrever o circuito.

3. De que depende a velocidade de avanço do cilindro?

4. De que depende a força disponível no circuito?

5. Onde é regulada a pressão máxima admissível (carga máxima com a qual o sistema pode

solicitar)?

6. Como é determinado o valor real da pressão?

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

31

Sistema hidráulico com válvulas direcionais em série.

1. Identificar os componentes.

2. Descrever o circuito.

3. Qual a pressão necessária no sistema para o cilindro 1?

4. De que dependem as velocidades do cilindro?

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

32

Sistema hidráulico com cilindro ligado em circuito regenerativo.

1. Identificar os componentes.

2. Descrever o circuito.

3. Estabelecer conclusões entre o sistema hidráulico regenerativo e não regenerativo.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

33

Circuito Série

Suponha três cilindros hidráulicos conectados em série desenvolvendo o mesmo curso

aplicando a mesma intensidade de força.

1. Descrever o princípio de funcionamento.

2. Determinar as pressões indicadas pelos manômetros: P1, P2 e P3.

3. Determinar as relações de volume para as câmaras traseiras, na posição em que se

encontra o êmbolo.

4. Supondo que no circuito sejam utilizados cilindros com relação r = 2:1, determinar a

razão de volumes.

5. Citar a (s) conclusão (conclusões) deste circuito.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

34

Circuito Paralelo

Suponha que os vetores F sejam de intensidades diferentes e os diâmetros dos atuadores iguais.

1. Descrever o princípio de funcionamento.

2. Determinar as pressões indicadas pelos manômetros: P1, P2 e P3.

3. Determinar a velocidade dos atuadores.

4. Suponha que o esquema seja utilizado para erguer uma carga e admitindo um curso de

30 cm, r = 2:1, Dp = 4 cm e F = 9000 N. Determinar a vazão, a pressão e a potência de

uma bomba, para que a carga seja erguida em t = 10segundos.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

35

1. Descrever o funcionamento do circuito hidráulico abaixo. 2. Determinar a perda de carga total e perda térmica do circuito abaixo, verificando sua viabilidade quanto à condição final de funcionalidade. Dados:

- (1) válvula de controle direcional tipo J (fabricante: REXROTH) - (2) válvula de seqüência tipo DZ 10 P (fabricante: REXROTH) - (3) válvula de retenção tipo SV TN 10 (fabricante: REXROTH) - (4) válvula controladora de fluxo tipo DRV 8 (fabricante: REXROTH) - 5m lineares com diâmetro externo de 5/8” - 1 tê de saída bilateral, 2 tês de passagem direta, 2 curvas 90° de raio longo, 2 cotovelos

90° de raio médio - tubos rígidos e temperatura constante - fluido ISO VG 32 a 50° - viscosidade cinemática: 21,06 cSt - massa específica: 0,8580 g/cm3 - vazão máxima do sistema = 45 lpm - pressão nominal = 150 bar - pressão de trabalho = 60 bar

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

36

Uma prensa é acionada por um circuito que contém duas bombas.

Uma bomba de grande vazão é responsável pelo movimento do cilindro e a outra de

grande pressão responsável pela força efetiva da prensagem.

Durante o movimento de posicionamento da mesa, as duas bombas atuam em conjunto.

No momento da prensagem somente a de alta pressão atua ficando a grande vazão

descarregando toda a sua vazão para o tanque.

Dados:

Pressão máxima de operação = 250 bar.

Pressão de descarga = 170 bar.

Pede-se:

Projetar o circuito hidráulico.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

37

Projetar um circuito hidráulico para erguer uma carga de 10000 Kgf sendo dados:

Pressão máxima de operação = 70 Kgf/cm2.

Velocidade no avanço de 12 cm/s, com no mínimo 8 movimentos completos por

minuto.

Curso de 600 mm para erguer.

Rendimento total de 60%.

Relação de áreas do cilindro: (2:1)

Pede-se:

Dimensionar o cilindro hidráulico.

Dimensionar a bomba e o motor de acionamento.

Calcular as vazões e pressões induzidas no avanço e na retração.

Calcular a perda de carga no circuito.

Dimensionar as tubulações.

Dimensionar o reservatório.

Identificar os componentes e descrever o circuito hidráulico.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

38

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

39

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

40

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

41

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

42

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

43

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

44

Descrever o circuito hidráulico abaixo:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

45

Em um elevador de cargas, o cilindro hidráulico de atuação é comandado manualmente através

de um macaco hidráulico, cujo circuito é mostrado esquematicamente na figura abaixo.

Considere o sistema sem perdas e que o retorno do cilindro hidráulico seja feito pela ação da

gravidade.

Dados: Força máxima do operador sobre a alavanca: 200 N Dimensão a da alavanca: 400 mm Dimensão b da alavanca: 400 mm Diâmetro do atuador linear: 20mm Diâmetro do cilindro hidráulico: 100mm

Pede-se:

a) Explique o funcionamento desse circuito hidráulico.

b) Admitindo que o ciclo de movimento da alavanca ocorra em 1 segundo e que o curso do

atuador linear seja 100 mm, determine a carga máxima que pode ser suspensa pelo

cilindro hidráulico e sua velocidade média de elevação.

ANEXO 1:

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

46

Figura A1

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

47

Figura A2

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

48

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS:

Apostila THR, Rexroth Hidráulica Ltda.

Apostila MHR, Rexroth Hidráulica Ltda.

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Cilindros Pneumáticos e Componentes para máquinas de produção, Schrader Bellows,

Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação.

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EP211 - Introdução a Sistemas Eletropneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1994.

EP222 - Técnicas e Aplicação de Comandos Eletropneumáticos, Festo Didactic -

Brasil, 1988.

E311 - Introdução a Controladores Lógicos Programáveis, Festo Didactic - Brasil,

1991.

E322 - Programação de Controladores Programáveis, Festo Didactic - Brasil, 1992.

Fialho, Arivelto Bustamante, Automação Hidráulica – Projetos, Dimensionamento e

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H511, Introdução a Hidráulica, Festo Didactic - Brasil, 1995.

H521, Técnicas, Aplicação e Montagem de Comandos Hidráulicos, Festo Didactic -

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Hasebrink, J. P e R. Kobler, Técnica de comandos 1, Fundamentos de Pneumática/

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Hidráulica Básica - volume I, Rexroth Hidráulica Ltda.

Macintyre, Archibald Joseph, Bombas e Instalações de Bombeamento, Editora

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Manual de Hidráulica Básica, Racine - Albarus Hidráulica Ltda, 1989.

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Manual de Pneumática - Fundamentos - Volume I, parte I, Rexroth, Divisão

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Manutenção de Instalações e Equipamentos Pneumáticos, Festo Didactic – Brasil,

1981.

COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS

49

Negri, Victor Juliano de, Sistemas Hidráulicos e Pneumáticos para Automação e

Controle, Parte I, II, III, Brasil 2001.

P111 - Introdução à Pneumática, Festo Didactic - Brasil, 1994.

P121 - Análise e Montagem de Sistemas Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1995.

P122 - Projeto de Sistemas Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1988.

P131 - Projeto Avançado de Comandos Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1986.

Princípios Básicos; Produção; Distribuição e Condicionamento do ar comprimido,

Schrader Bellows, Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação.

Projetos de sistemas hidráulicos - volume III, Rexroth Hidráulica Ltda.

Projetos Pneumáticos. Núcleo de Automação Hidráulica e Pneumática. SENAI- SP.

São Paulo. sd.

Técnicas de Comandos Pneumáticos. Circuitos conceituais, Schrader Bellows, Parker

Pneumatic, Centro Didático de Automação.

Técnicas de Comandos Pneumáticos. Métodos de resolução, Schrader Bellows, Parker

Pneumatic, Centro Didático de Automação.

Válvulas Pneumáticas e Simbologia dos Componentes, Schrader Bellows, Parker

Pneumatic, Centro Didático de Automação.