COMANDOS HIDRÁULICOS PNEUMÁTICOS
Prof a Mara Nilza Estanislau Reis 1º semestre 2009
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 1 – Considerações Gerais 2 – Características do Ar Comprimido 2.1 – Vantagens 2.2 – Desvantagens 3 – Produção do Ar Comprimido 3.1 – Compressores 3.2 – Simbologia 3.3 – Tipos de Compresssores 3.3.1 – Compressor de Embolo 3.3.1.1 – Compressor de Embolo com Movimento Linear 3.3.1.2 – Compressores de Membrana 3.3.2 – Compressor Rotativo 3.3.2.1 – Compressor Rotativo Multicelular 3.3.2.2 – Compressor Rotativo de Duplo Parafuso (2 Eixos) 3.3.2.3 – Compressor Roots 3.3.3 – Turbo Compressores 3.4 – Diagrama de Volume e Pressão Fornecida 3.5 – Refrigeração 3.6 – Lugar de Montagem 3.7 – Regulagem da Capacidade 3.7.1 – Readmissão do Ar By-Pass 3.7.2 – Partida e Parada Automática do Motor Elétrico 3.7.3 – Alívio nas Válvulas de Adminissão 3.8 – Manutenção 4 – Resfriamento 4.1 Resfriamento do Ar 4.1.1 – Intercooler 4.1.2 – Aftercooler 5 – Armazenamento e Distribuição do Ar Comprimido 5.1 – Reservatório de Ar Comprimido 5.1.1 – Localização 5.2 – Rede de Distribuição de Ar Comprimido 5.2.1 – Vazamentos 5.2.2 – Material da Tubulação 5.2.2.1 – Tubulações Principais 5.2.2.2 – Tubulações Secundárias 5.2.3 – Conexões para Tubulações 5.2.3.1 – Conexões para Tubos Metálicos 6 – Preparação do Ar Comprimido 6.1 – Impurezas 6.1.1 – Secagem por Absorção 6.1.2 – Secagem por Adsorção 6.1.3 – Secagem por Resfriamento 6.1.4 – Filtro de Ar Comprimido
14 15 15 15 16 16 16 17 17 17 18 18 20 20 20 21 22 22 22 23 24 24 25 25 26 27 27 27 28 28 29 29 30 31 33 34 34 35 35 35 36 36 37 38 39 40
6.1.4.1 – Funcionamento do Dreno Automático 6.1.5 – Regulador de Pressão com Orifício de Escape 6.1.6 – Regulador de Pressão sem Orifício de Escape 6.1.7 – Lubrificador 6.1.7.1 – Funcionamento do Lubrificador 6.1.8 – Unidades de Conservação 6.2 – Manutenção 7 – Elementos Pneumáticos de Trabalho 7.1 – Elementos Pneumáticos de Movimento Retilíneo 7.1.1 – Cilindros de Simples Ação 7.1.2 – Cilindro de Dupla Ação 7.1.2.1 – Cilindro de Dupla Ação com Haste Passante 7.1.2.2 – Cilindro Tandem 7.1.2.3 – Cilindro de Dupla Ação com Amortecimento 7.1.2.4 – Cilindro Rotativo com Amortecimento 7.1.2.5 – Cilindro de Múltiplas Posições 7.1.2.6 – Cilindro de Membrana 7.1.3 – Tipos de Fixação 7.1.4 – Vedações 7.2 – Elementos Pneumáticos com Movimento Giratório 7.2.1 – Motores de Pistão 7.2.2 – Motor de Palhetas 7.2.3 – Motores de Engrenagem 7.2.4 – Turbo Motores 7.2.5 – Características dos Motores Pneumáticos 8 – Válvulas 8.1 – Válvulas Direcionais 8.1.1 – Simbologia das Válvulas 8.1.2 – Tipos de Acionamentos de Válvulas 8.1.3 – Funcionamento 8.1.4 – Características de Construção das Válvulas Direcionais 8.1.4.1 – Válvulas de Sede ou de Assento 8.1.4.1.1 – Válvula de Sede Esférica 8.1.4.1.2 – Válvula de Sede de Prato 8.1.4.2 – Válvulas Corrediças 8.1.4.2.1 – Válvula Corrediça Longitudinal 8.1.4.2.2 – Válvula Corrediça Giratória 8.2 – Válvulas de Bloqueio 8.2.1 – Válvula de Retenção 8.2.2 – Válvula Alternadora ou de Isolamento (Elemento “ou”) 8.2.3 – Válvula de Escape Rápido 8.2.4 – Expulsor Pneumático 8.2.5 – Válvula de Simultaneidade 8.3 – Válvula de Fluxo 8.3.1 – Válvula Reguladora de Fluxo Unidirecional 8.4 – Válvulas de Pressão 8.4.1 – Válvula de Sequência 8.5 – Combinações Especiais 8.5.1 – Acionamento Pneumático com Comutação Retardada 8.5.1.1 – Temporizador (Normalmente Fechado)
42 43 44 45 45 46 47 48 48 48 50 50 51 51 52 53 54 54 56 57 57 58 59 59 60 60 61 61 64 67 68 68 68 69 76 77 80 82 82 83 84 84 85 86 86 88 88 89 89 89
8.5.1.2 – Temporizador (Normalmente Aberto) 9 – Simbologia 10 – Comandos Pneumáticos 10.1 – Introdução 10.2 – Classificação dos Grupos 10.3 – Cadeia de Comandos 11 – Circuitos Complexos 11.1 – Circuito para Desligamento de Sinais 11.2 – Métodos Sistemáticos de Esquemas 11.3 – Condições Marginais EXERCÍCIOS
90 91 104 104 104 105 112 122 126 142 151
2ª PARTE – HIDRÁULICA
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12.1 – Introdução à Hidráulica 12.2 – Sistema Óleo Hidráulico 12.3 – Exemplos de Aplicações 12.3.1 – Hidráulica Industrial 12.3.2 – Hidráulica em Construções Fluviais, Lacustres e Marítimos 12.3.3 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais I 12.3.4 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais II 12.3.5 – Hidráulica na Indústria Naval 12.4 – Classificação 12.4.1 – Quanto à Pressão 12.4.2 – Quanto à Aplicação 12.4.3 – Quanto ao Tipo de Bomba 12.4.4 – Quanto ao Controle de Direção 12.5 – Esquema Geral de um Sistema Hidráulico 12.6 – Transmissão de Energia Hidráulica 12.7 – Vantagens e Desvantagens do Sistema Hidráulico 12.7.1 – Vantagens do Sistema Hidráulico 12.7.2 – Desvantagens do Sistema Hidráulico 12.8 – Um Pouco de História 12.8.1 – A Lei de Pascal 12.9 – Definição de Pressão 12.10 – Pressão em uma Coluna de Fluido 12.11 – Princípio da Multiplicação de Pressão 12.12 – Conservação de Energia 12.13 – Como é Gerada a Pressão 12.14 – Fluxo em Paralelo 12.15 – Fluxo em Série 12.16 – Princípio de Fluxo 12.16.1 – Vazão de Velocidade 12.16.1.1 – Velocidade 12.16.1.2 – Vazão 12.16.2 – Atrito e Escoamento 12.16.3 – Queda de Pressão através de uma Restrição (Orifício) 12.16.4 – Tipos de Escoamento 12.16.4.1 – Fluxo Laminar 12.16.4.2 – Fluxo Turbulento
178 179 179 180 180 180 180 180 180 180 180 180 181 181 181 182 182 183 183 184 186 186 187 187 189 189 190 191 191 191 192 194 195 197 197 197
12.17 – Princípio de Bernoulli 12.18 – Perda de Carga na Linha de Pressão de um Sist. Hidráulico 12.18.1 – Determinação do Fator “f” 12.18.2 – Determinação de Ls,L1 e L 12.18.3 – Determinação de “D” 12.18.4 – Determinação de v 12.18.5 – Determinação de γ 12.18.6 – Procedimento de Cálculo 12.18.7 – Perda Térmica 12.18.8 – Tabela de Perda de Carga 12.19 – Trabalho e Energia 12.19.1 – Potência Hidráulica 12.20 – Fluidos Hidráulicos 12.20.1 – Funções dos Fluidos Hidráulicos 12.20.2 – Propriedade dos Fluidos Hidráulicos 12.20.2.1 – Índice de Viscosidade 12.20.2.1.1 – Conversão de Viscosidades 12.20.2.2 – Ponto de Fluidez 12.20.2.3 – Capacidade de Lubrificação 12.20.2.4 – Resistência à Oxidação 12.20.2.4.1 – Prevenção da Ferrugem e Corrosão 12.20.2.5 – Demulsibilidade 12.20.2.6 – Uso de Aditivos 12.20.3 – Fluidos Resistentes ao Fogo 12.20.3.1 – Características 12.20.3.2 – Água Glicóis 12.20.3.3 – Emulsões de Água em Óleo 12.20.3.4 – Óleo em Água 12.20.3.5 – Outras Características 12.20.4 – Fluidos Sintéticos Resistentes ao Fogo 12.20.4.1 – Características 12.20.5 – Manutenção do Fluido 12.20.6 – Armazenagem e Manipulação 12.20.7 – Cuidados durante a Operação 12.21 – Tubulação e Vedação Hidráulica 12.21.1 – Tubulação 12.21.2 – Tubos Rígidos 12.21.2.1 – Vedações para Tubos Rígidos 12.21.2.2 – Conexões 12.21.3 – Tubulação semi-Rígida 12.21.3.1 – Especificação de Tubulação 12.21.3.2 – Conexões para Tubos Semi-Rígidos 12.21.4 – Mangueira Flexível 12.21.4.1 – Conexões para Mangueiras 12.21.5 – Consideração de Pressão e Fluxo 12.21.6 – Considerações sobre o Material 12.21.7 – Recomendações de Instalação 12.21.8 – Retentores de Vazamento 12.21.9 – Materiais de Vedação 12.21.10 – Como Evitar Vazamentos
198 199 200 201 201 202 202 202 203 204 205 205 206 206 208 209 209 209 209 211 211 212 212 213 213 214 215 216 216 217 217 218 219 219 219 219 220 220 221 222 222 223 224 225 225 227 227 230 238 240
12.22 – Reservatórios 12.22.1 – Armazenamento de Óleo 12.22.2 – Construção do Reservatório 12.22.3 – Acessórios 12.22.3.1 – Respiro 12.22.3.2 – Chicana 12.22.3.3 – Local de Enximento 12.22.3.4 – Indicadores de Nível 12.22.3.5 – Magnetos 12.22.4 – Conexões e Montagens de Linha 12.22.5 – Dimensionamento de um Reservatório 12.22.6 – Regra da Altura do Filtro de Sucção 12.22.7 – Resfriamento do Fluido 12.22.8 – Circulação Interna de Ar 12.23 – Filtros 12.23.1 – Filtros para Linhas de Sucção 12.23.2 – Filtros para Linhas de Pressão 12.23.3 – Filtros para Linhas de Retorno 12.23.4 – Materiais Filtrantes 12.23.5 – Os Tipos de Elementos Filtrantes 12.23.6 – Filtros de Fluxo Total 12.23.7 – Filtros Tipo Indicador 12.24 – A Pressão Atmosférica Alimenta a Bomba 12.25 – Bombas Hidráulicas 12.25.1 – Especificações de Bombas 12.25.1.1 – Pressão Nominal 12.25.1.2 – Deslocamento 12.25.1.3 – A Vazão (lpm) 12.25.1.4 – Rendimento Volumétrico 12.25.2 – Classificação e Descrição das Bombas 12.25.3 – Tipos de bombas 12.25.3.1 – Bombas Manuais 12.25.3.2 – Bombas de Engrenagens 12.25.3.3 – Bombas de Rotores Lobulares 12.25.3.4 – Bombas de Palhetas 12.25.3.4.1 – Bombas Tipo Não Balanceado 12.25.3.4.2 – Bombas Tipo Balanceado 12.25.3.4.3 – Bombas Duplas Redondas 12.25.3.4.4 – Bombas de Palhetas Tipo “Quadrado” 12.25.3.4.5 – Bombas de Palhetas de Alto Rendimento 12.25.3.4.5.1 – Intrapalhetas 12.25.3.4.5.2 – Conj. Rotativo Pré-Montado “cartucho” 12.25.3.4.5.3 – Posições dos Pórticos 12.25.3.4.5.4 – Carac. de Op. de Bombas de Palhetas 12.25.3.5 – Bombas de Pistão Axial com Placa Inclinada 12.26 – Válvulas de Pressão 12.26.1 – Válvula de Segurança (Alívio de Pressão) 12.26.1.1 – Válvula de Alívio e Seg. de Op. Direta (Simples) 12.26.1.2 – Válvula de Alívio e Segurança Diferencial 12.26.1.3 – Válvula de Alívio e Seg. de Operação Indireta
242 243 243 244 244 244 245 245 246 246 246 247 247 248 249 250 252 253 255 255 256 256 257 258 259 259 260 260 261 261 265 266 267 268 269 270 270 271 271 273 274 275 276 276 277 280 282 283 285 286
12.26.1.4 – Válvula de Segurança Pré-Operada 12.26.1.5 – Válvula Limtadora de Pressão Pré-Operada com Descarga Por Solenóide 12.26.2 – Válvula de Descarga 12.26.3 – Válvula de Sequência 12.26.3.1 – Válvula e Sequência de Pressão Pré-Operada 12.26.4 – Válvula de Contrabalanço 12.26.5 – Válvula Redutoras de Pressão 12.26.5.1 – Válvula Redutoras de Pressão de Ação Direta 12.26.5.2 – Válvula Redutoras de Pressão Pré-Operadas 12.27 – Válvulas Direcionais 12.27.1 – Válvulas Centradas por Molas, com Molas Fora de Centro e Sem Mola 12.27.1.1 – Tipos de Centros Dos Carretéis 12.27.2 – Válvulas de Desaceleração 12.28 – Válvulas de Bloqueio 12.28.1 – Válvulas de Retenção 12.28.1.1 – Válvulas de Retenção em Linha 12.28.1.2 – Válvulas de Retenção em Ângulo Reto 12.28.1.3 – Válvulas de Retenção com Desbloqueio Hidráulico 12.28.2 – Válvula de Sucção ou de Pré-Enximento 12.29 – Controle de Vazão 12.29.1 – Os Métodos de Controlar o Fluxo 12.29.2 – Válvulas de Controle de Vazão 12.29.3 – Válvula Contr. de Vazão com Compensação de Temp. 12.30 – Pressão Induzida em um Cilindro 12.31 – Vazão Induzida em um Cilindro 12.32 – Sistema Regenerativo 12.33 – Cálculos SIMBOLOGIA EXERCÍCIOS REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
287 291 292 292 293 294 294 295 296 297 297 298 300 301 301 302 303 304 310 312 312 314 316 317 318 319 320 323 336 368
Figuras e Tabelas Pneumática Figuras Figura 1 - Equipamentos e acessórios ideais na geração de ar comprimido Figura 2 - Tipos de compressores Figura 3 – Compressor de êmbolo de 1 estágio Figura 4 – Compressor de dois estágios com refrigeração intermediária Figura 5 – Compressor de membrana
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Figura 6 – Compressor rotativo multicelular Figura 7 – Compressor duplo parafuso Figura 8 – Compressor Roots Figura 9 – Compressor axial Figura 10 – Compressor radial Figura 11 – Diagrama de Volume e Pressão fornecido Figura 12 – Aletas de refrigeração Figura 13 – Readmissão do ar ou by-pass Figura 14 – Partida e parada automática do motor elétrico Figura 15 – Alívio nas válvulas de admissão Figura 16 - Intercooler Figura 17 - Aftercooler Figura 18 – Reservatório de ar comprimido Figura 19 – Rede de distribuição de circuito aberto Figura 20 – Tubulação com circuito fechado Figura 21 – Rede combinada Figura 22 – Tomada de ar Figura 23 - Conexão com anel de corte permite várias montagens e desmontagens Figura 24 - Conexão com anel de pressão para tubos de aço e cobre com anel interno especial serve também para tubos plásticos Figura 25 - Conexão com reborbo prensado Figura 26 - Conexão com reborbo flangeado Figura 27 – Secagem por absorção Figura 28 – Secagem por adsorção Figura 29 – Secagem por resfriamento Figura 30 – Filtro Figura 31 – Dreno automático Figura 32 – Regulador de pressão com orifício de escape Figura 33 – Regulador de pressão sem orifício de escape Figura 34 – Princípio de Venturi Figura 35 – Lubrificador Figura 36 – Conjunto lubrefil Figura 37 – Conjunto lubrefil (detalhado/simplificado) Figura 38 – Cilindro de simples ação Figura 39 – Cilindro de simples ação Figura 40 – Cilindro de dupla ação Figura 41 – Cilindro de dupla ação com haste passante Figura 42 – Cilindro Tandem Figura 43 - Cilindro de dupla ação com amortecimento nos fins de curso Figura 44 - Cilindro rotativo com amortecimento nos fins de curso Figura 45 – Cilindro de múltiplas posições Figura 46 – Cilindro de membrana Figura 47 – Tipos de fixação Figura 48 – Tipos de vedações para êmbolos Figura 49 – Motor radial e motor axial Figura 50 – Motor de palhetas - sentido de rotação Figura 51– “Esqueleto” de uma válvula direcional Figura 52 – Válvulas direcionais – de sede esférica Figura 53 - Válvulas direcionais (NA) – de sede de prato
21 21 21 22 22 23 24 25 26 26 28 29 30 31 32 32 33 35 36 36 36 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 47 49 49 50 51 51 52 53 53 54 55 57 58 59 67 69 69
Figura 54 - Válvulas direcionais (NF) – de sede de prato Figura 55 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (normal aberta) Figura 56 - Válvula direcional de 3 vias (3/2) (sede de prato) acionada pneumaticamente Figura 57 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (acionamento pneumático) Figura 58 - Válvula direcional de 3 vias por 2 posições com princípio de assento de prato Figura 59 - Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (Princípio de assento). Figura 60 - Válvula direcional de 3 vias com 2 posições (acionamento eletromagnético) Figura 61 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (solenóide e servocomando) Figura 62 – Válvula direcional de 3 vias por duas posições, com acionamento por rolete, servocomandada (normal fechada) Figura 63 – Válvulas direcionais de 3 vias por duas posições, com acionamento por rolete, servocomandada (normal aberta) Figura 64 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (servopilotada) Figura 65 – Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (princípio de corrediça longitudinal) Figura 66 – Tipos de vedação entre êmbolo e corpo da válvula Figura 67 – Válvula corrediça longitudinal manual. Válvula direcional de 3 vias por duas posições Figura 68 – Válvula direcional corrediça plana longitudinal de 4/2 vias comando por alívio bi-lateral de pressão Figura 69 - Esquema de comando por impulso negativo Figura 70 – Válvulas corrediça giratória Figura 71 – Válvula de retenção Figura 72 – Válvula alternadora Figura 73 – Válvula de escape rápido Figura 74 – Expulsor pneumático Figura 75 – Válvula de simultaneidade Figura 76 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional Figura 77 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional com acionamento mecânico regulável (com rolete) Figura 78 – Válvula de seqüência Figura 79 - Temporizador (normalmente fechado) Figura 80 - Temporizador (normalmente aberto) Figura 81 – Disposição segundo o esquema da cadeia de comando Figura 82 – Esquema pneumático Figura 83 – Representação de um elemento de sinal Figura 84 – Rolete escamoteável Figura 85 –Circuito temporizado Figura 86 – Circuito para desligamento de sinais Figura 87 - Válvulas de inversão (memória) Figura 88 – “Caixa preta”
70 70 71 71 72 73 73 74 75 76 76 77 78 79 80 80 81 83 83 84 85 86 87 87 88 89 90 106 108 110 122 125 125 126 126
Tabelas Tabela1 Tabela 2 – Vazamentos e perda de potência em furos 2. Forma de tabela
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Hidráulica Figuras Figura 1 - A pressão (força por unidade área) é transmitida em todos os sentidos de um líquido confinado Figura 2 - A alavanca hidráulica Figura 3 - Pressão hidrostática Figura 4 - Multiplicador de pressão Figura 2.1 – A energia não pode ser criada nem destruída Figura 5 - Pressão causada por uma restrição e limitada por uma válvula controladora de pressão Figura 6 - Fluxo em paralelo Figura 7 - Fluxo em série Figura 8 - Leis da vazão Figura 9 - Vazão e velocidade
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Figura 10 - Atrito e queda de pressão Figura 11 - Queda de pressão e fluxo de óleo através de uma restrição Figura 12 - Fluxo laminar Figura 13 - Fluxo turbulento Figura 14 - A altura das colunas de fluido representa as pressões em cada posição Figura 15 – Propriedades de lubrificação dos óleos Figura 16 - Vedações para canos Figura 17 - Tipos de conexões Figura 18 - Conexões flangeadas para tubos rígidos de grande diâmetro Figura 19 - Conexões e adaptadores rosqueados usados com tubos semirígidos Figura 20 - Construção das mangueiras (tubos flexíveis) Figura 21 – Retentores Figura 22 – Anel de secção redonda Figura 23 - Anel de encosto Figura 24 - Retentores de secção retangular (cortados em torno) Figura 25 - Anel tipo "T" Figura 26 - Retentor labial Figura 27 - Retentor tipo copo Figura 28 - Anéis de pistão Figura 29 - Gaxetas de compressão Figura 30 - Retentor de face Figura 31 - Partes de reservatório Figura 32 - Chicana vertical Figura 33 - Bujões magnéticos Figura 34 - Filtro de sucção Figura 35 – O filtro de sucção (entrada) protege a bomba Figura 36 - Filtro de pressão Figura 37 - O filtro para linha de pressão é instalado na saída das bombas Figura 38 - Filtro de retorno Figura 39 - O filtro de retorno é instalado no retorno para o reservatório Figura 40 - Elemento filtrante (tipo de superfície) Figura 41 - Filtro de fluxo total Figura 42 - Filtro tipo indicador Figura 43 - Bombas centrífugas Figura 44 - Bomba de êmbolo de simples efeito 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 Figura 48 - Bombas rotativas Figura 49 - Bomba manual de dupla ação Figura 50 - Bomba de engrenagens externas Figura 51 - Bombas de engrenagens internas Figura 52 - Bomba de rotores lobulares Figura 53 - Funcionamento de uma bomba de palhetas não balanceadas Figura 54 - Deslocamento de uma bomba de palhetas Figura 55 - Bomba de palhetas de deslocamento variável compensado por pressão Figura 56 - Princípio de balanceamento em uma bomba de palhetas
194 196 197 198 199 210 221 221 222 223 225 232 233 234 234 235 235 236 236 237 238 244 245 250 251 252 253 253 254 254 255 256 257 258 263 263 264 264 265 266 267 267 268 269 269 270 271
Figura 57 - Bomba dupla redonda Figura 58 - Bomba de palheta tipo "quadrado" Figura 59 - Princípio de funcionamento Figura 60 - Bomba dupla "quadrada" Figura 61 - Bomba de palhetas de alta eficiência Figura 62 - Construção de bomba dupla de alto rendimento Figura 63 - Princípio de funcionamento Figura 64 - Conjunto rotativo pré-montado Figura 65 e 66 - Bomba de pistões em linha Figura 67 - Princípio de funcionamento Figura 68 - Variação do deslocamento da bomba de pistões em linha Figura 69 - Funcionamento do compensador Figura 70 – Símbolo e válvula de segurança Figura 71 - Válvula de segurança composta Figura 72 – Operação de válvula de segurança de pistão balanceado Figura 73 - "Ventagem" de uma válvula de segurança Figura 74 - Válvula de segurança simples acoplada ao pórtico de ventagem Figura 75 - Válvula limitadora de pressão tipo DB, pré-operada Figura 76 - Válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide Figura 77 - Válvula de seqüência de pressão pré-operada Figura 78 - Válvula redutora de pressão Figura 79 – Válvula redutora de pressão operada por piloto Figura 80 -Válvula redutora de pressão com válvula de retenção integral Figura 81 - Válvula com mola fora de centro Figura 82 - Tipos de centros dos carretéis Figura 83 - Posição dos êmbolos Figura 84 - Princípio de funcionamento e simbologia de uma válvula de retenção Figura 85 - Válvula de retenção em linha Figura 86 - Princípio de funcionamento de uma válvula de retenção em linha Figura 87 - Válvula de retenção em ângulo reto Figura 88 - Funcionamento de uma válvula de retenção em ângulo reto 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 Figura 91 a) a esquerda: Válvula de retenção pilotada, com conexão por roscas Figura 92 - Construção sem conexão para dreno Figura 93 - Construção com conexão para drenos externos Figura 94 - Válvula de retenção com desbloqueio hidráulico geminada Figura 95 - Válvula de sucção Figura 96 - Válvula de sucção em corte Figura 97 - Controle de vazão na entrada (Meter-in) Figura 98 - Controle de vazão na saída do atuador (Meter-Out) Figura 99 - Controle de vazão em desvio (Bleed-off) Figura 100 - Válvula controladora de vazão não compensada
271 272 272 273 274 274 275 276 277 278 279 280 283 285 287 289 289 290 291 293 295 296 297 298 299 300 301 302 302 303 303 304 304 305 305 308 309 310 311 312 313 314 315
Figura 101 - Válvula controladora de vazão compensada por pressão Figura 102 - Válvula controladora de vazão com válvula de retenção incorporada Figura 103 - Funcionamento de uma válvula controladora de vazão compensada por pressão e temperatura
315 316 317
Tabelas Tabela de perda de carga Tabela 1- Compatibilidade entre os tipos de materiais e os fluidos hidráulicos Tabela 2 - Tabela para selecionar diâmetro interno dos tubos Tabela 3 - Dimensionamento de tubos Tabela 4 – Tabela Típica de Especificações
204 218 226 227 260
Pontifícia Universidade Católica de Minas Gerais IPUC - Departamento de Engenharia Mecânica C
d
Hid á li
P
ái
Hidráulica (2ª PARTE)
Professora: Mara Nilza Estanislau Reis
HIDRÁULICA
12.1- Introdução à 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 danificálo 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:
P=
Unidades: bar;
F A
lbf lbf kgf N ; 2 = Pa; 2 ; 2 = psi ; atm ; mmHg ; mca 2 ft cm m in
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:
P1 = P2
A2 A1
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.
Q=
Onde: Q = vazão (L3/t) V = volume (L3) t = tempo (t) A = área da seção transversal (L2) s = curso (L)
V t
v = velocidade (L/t) V = (A. s)
Substituindo na fórmula da vazão: Q=
A× s t
O curso s na unidade de tempo t é: v=
s t
De onde podemos ter, com:
Q = A× v
Equação da continuidade.
A1 × v1 = A2 × v 2 Q1 = Q 2
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. ⎛P v2 ⎞ ⎜⎜ + gz + ⎟⎟ = H = cons tan te 2 ⎠ ⎝ρ
Com relação à energia de pressão estática teremos:
Pt = Pst + ρ ⋅ g ⋅ h + Onde:
P 2 ⋅v 2
Pt = pressão total. Pst = pressão estática. ρ.g.h = pressão da coluna de fluido. P 2 ⋅ v = pressão dinâmica. 2
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: ∆Ρ = f .
1 L v 2 .ρ . . D 9266 215915
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.
f =
X R
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 =
v.D
υ
, 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 =
Q v
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=
Q( ft 3 / s ) Q(cm3 / s ) ou A = 15 457,20
Uma vez determinado “A”, sabemos que:
A=
π. D2 4
∴ D2 =
4. A
π
Ou ainda, D = 1,128
A
∴D =
4. A
π
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 mm
Pol.
3,175 6,350
1/8 1/4
Cotovelo Cotovelo Cotovelo Cotovelo 90º 90º 90º 45º Raio Raio Raio Curto Médio Longo 3,94 7,87
3,94 7,87
3,94 11,81
3,94 3,94
Curva 90º Raio Longo
Curva 90º Raio Curto
3,94 3,94
3,94 7,87
Curva Entrada Entrada 45º normal de borda 3,94 3,94
3,94 3,94
3,94 7,87
9,525 12,700 15,875 19,050 22,225 25,400 28,575 31,750 34,925 38,100 41,275 44,450 47,625 50,800 57,150 63,500 69,850 76,200 82,550 88,900 95,250 101,600 107,950 114,300 120,650 127,000
3/8 1/2 5/8 3/4 7/8 1 1,1/8 1,1/4 1,3/8 1,1/2 1,5/8 1,3/4 1,7/8 2 2,1/4 2,1/2 2,3/4 3 3,1/4 3,1/2 3,3/4 4 4,1/4 4,1/2 4,3/4 5
DIÂMETRO mm
Pol.
3,175 6,350 9,525 12,700 15,875 19,050 22,225 25,400 28,575 31,750 34,925
1/8 1/4 3/8 1/2 5/8 3/4 7/8 1 1,1/8 1,1/4 1,3/8
7,87 11,81 11,81 15,75 15,75 19,69 23,63 27,56 31,50 35,43 39,37 43,31 43,31 43,31 47,24 51,18 59,06 62,99 66,93 74,80 78,74 82,68 90,55 94,49 102,36 107,75
11,81 15,75 19,69 23,62 23,62 27,56 31,50 35,43 39,37 43,31 47,24 51,18 51,18 55,12 62,99 66,93 74,80 82,68 86,61 94,49 98,43 102,36 110,24 125,98 133,86 145,67
15,75 19,69 23,62 27,56 27,56 31,50 39,37 43,31 47,24 51,18 55,12 59,06 62,99 66,93 74,80 78,74 90,55 98,43 106,30 118,11 125,98 133,86 141,73 149,61 157,48 165,35
7,87 7,87 7,87 11,81 11,81 15,75 19,69 19,69 23,62 23,62 27,56 27,56 31,50 31,50 35,43 35,43 43,31 47,24 51,18 55,12 55,12 59,06 62,99 66,93 70,87 74,80
Tê de Registro Registro Registro passagem de gaveta de globo de ângulo direta 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 7,87 7,87 7,87 11,81
31,50 94,49 145,67 192,91 228,35 263,78 291,34 322,63 385,83 444,88 488,19
27,56 51,18 78,74 102,36 122,05 141,73 161,42 181,10 220,47 220,47 263,78
3,94 3,94 7,87 11,81 11,81 15,75 15,75 19,69 23,62 27,56 31,50
7,87 7,87 7,87 11,81 11,81 11,81 15,75 15,75 19,69 19,69 19,69 23,62 23,62 23,62 27,56 31,50 35,43 39,37 43,31 47,24 47,24 51,18 55,12 59,06 59,06 62,99
7,87 11,81 11,81 15,75 15,75 19,69 23,62 23,62 27,50 27,50 31,50 31,50 35,43 35,43 39,37 39,37 47,24 51,18 55,12 59,06 59,06 62,99 66,93 74,80 78,74 82,68
7,87 7,87 7,87 7,87 7,87 7,87 11,81 11,81 11,81 11,81 11,81 15,75 15,75 15,75 19,69 19,69 23,62 23,62 23,62 27,56 27,56 27,56 31,50 31,50 35,43 35,43
Tê de saída lado
Tê de saída bi-lateral
Válvula de pé e crivo
11,81 19,69 31,50 39,37 47,24 55,12 59,06 66,93 78,74 90,55 106,36
11,81 19,69 31,50 39,37 47,24 55,12 59,06 66,93 78,74 90,55 106,36
35,43 70,87 106,30 141,73 181,10 220,47 251,97 287,40 342,52 393,70 425,20
7,87 7,87 7,87 7,87 7,87 11,81 15,75 15,75 15,75 19,96 23,62 23,62 27,56 27,56 31,50 35,43 39,37 43,31 47,24 55,12 59,06 62,99 66,93 70,87 74,80 78,74
11,81 15,75 15,75 19,76 23,62 27,56 31,50 35,43 39,37 39,37 43,31 51,18 55,12 59,06 66,93 74,80 82,68 86,61 98,43 106,30 118,11 125,98 133,86 141,73 149,61 157,48
Válvula Válvula Saída de de de Retenção RetenCanalição tipo tipo zação. pesada leve 3,94 11,81 15,75 7,87 19,69 31,50 11,81 31,50 47,24 15,75 43,31 62,99 15,75 55,12 78,74 19,69 70,87 94,48 19,69 74,80 110,24 19,69 82,62 125,98 27,56 94,45 141,73 35,43 106,30 157,48 39,37 118,11 173,23
38,100 41,275 44,450 47,625 50,800 57,150 63,500 69,850 76,200 82,550 88,900 95,250 101,600 107,950 114,300 120,650 127,000
1,1/2 1,5/8 1,3/4 1,7/8 2 2,1/4 2,1/2 2,3/4 3 3,1/4 3,1/2 3,3/4 4 4,1/4 4,1/2 4,3/4 5
11,81 11,81 15,75 15,75 15,75 15,75 15,75 19,69 19,69 23,62 23,62 27,56 27,56 31,50 31,50 35,43 35,43
527,56 566,93 606,30 645,67 685,04 755,90 826,77 944,88 1.023,62 1.102,36 1.181,10 1.259,84 1.338,58 1.429,13 1.515,75 1.606,30 1.692,91
263,78 283,46 299,21 318,90 334,65 366,14 393,70 452,75 511,81 551,18 590,55 629,92 669,29 708,66 748,03 787,40 826,77
35,43 39,37 39,37 43,31 43,31 47,24 51,18 59,06 62,99 66,93 74,80 78,74 82,68 90,55 94,49 102,36 106,30
110,24 118,11 125,98 129,92 137,80 153,54 169,29 188,98 204,72 220,47 236,22 248,06 263,78 279,53 299,21 314,96 330,71
110,24 118,11 125,98 129,92 137,80 153,54 169,29 188,98 204,72 220,47 236,22 248,06 263,78 279,53 299,21 314,96 330,71
456,69 480,31 492,18 511,81 551,18 610,24 669,29 728,35 787,40 818,90 846,46 885,83 905,51 976,38 1.043,31 1.114,17 1.181,10
39,37 43,31 51,18 55,12 59,06 66,93 74,80 82,68 86,61 98,43 106,30 118,11 125,98 133,86 141,73 146,61 157,48
12.19- Trabalho e energia W = F.d (movimenta uma força a uma certa distância) P=
W (velocidade em que o W é realizado) t
P=F
d t
P = F ⋅V
12.19.1- Potência Hidráulica: No motor elétrico: P(W) = V (volts). I (Ampéres)
Na bomba:
P (W ) =
P ( Pa) ⋅ Q(m 3 / s )
ηt
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).
125,98 137,80 145,67 157,48 465,35 185,04 204,72 228,35 248,03 267,72 291,34 311,02 330,71 350,39 370,08 389,76 409,45
188,98 204,72 220,47 236,22 251,97 287,40 318,90 350,39 381,89 413,39 444,88 476,38 507,87 539,37 570,87 602,36 633,86
P (cv) =
P(kgf / cm 2 ) ⋅ Q(lpm) 426
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, podese pensar que os aditivos comerciais deveriam ser incorporados em qualquer óleo para tornálo 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. di = de − 2 × t
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 DF), 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 forçalos 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 préestabelecida 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 limitativo da altura de colocação de uma bomba Hmax ⇒ P1 = Pv
cavitação
fator
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. ηv =
36 × 100 = 90% 40
12.25.2- Classificação e descrição das bombas
As bombas de deslocamento positivo podem ser: A
Pistão
L
ou
T
Êmbolo
Duplo efeito
Simplex
Acionadas por
Duplex
vapor
E
Acionadas por
R
Simplex
motores de
N
Duplex
combustão
A
Simples efeito
Triplex
interna ou
T
Duplo efeito
Multiplex
elétricos
Simplex
Operação por
Multiplex
fluido ou
I V A S
Diafragma
mecanicamente
R
Um só rotor
Palhetas
deslizantes
O
Pistão rotativo
oscilantes
T
Elemento flexível
flexíveis
A
Parafuso simples
T I V A
exteriores
S
Engrenagens
interiores
Rotor lobular Pistões oscilatórios Rotores múltiplos
duplos Parafusos
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 préoperadas. 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 préoperador 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 B – Regulando a pressão do ao ajuste da válvula.
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 forçandoo 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:
Pst = P1 ⋅
A1 +c A3 Pressão na conexão B:
P1 = P ⋅
Ak F + AR AR
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.
PSt =
P1 ⋅ A1 − P2 ⋅ ( A1 − A4 ) +c A3 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.
Pia =
Fa > Pb Ac
Fa = Pb ⋅ Ap
Pir =
Fr Ap
Fr = P ⋅ Ac
Fr < Fa
ou Pia = Pb ⋅ r
Pir = r=
Pb r
Ap Ac
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.
Qia = Va ⋅ Ac < Qb
Qir = Vr ⋅ Ap > Qb
ou
Qia =
Qb < Qb r
Qir = Qb ⋅ r > Qb 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. Fr < Fa
Ft = P ⋅ Ah Qb = vazão da bomba
va =
Qb Q 2 Q1 = = Ah Ac Ap
Q2=Vazão que sai de “A”, Qia = Va ⋅ Ac 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) P =
F A
F P
ou A =
2) Q = v ⋅ A ou v =
V = Q ⋅ t ou t = 3) A = 4) v =
π ..D 2 4
ou
F = P⋅ A
ou
Q Q ou A = A v
; Q=
V t
V ; Q = Vt ⋅ n , Vt = V 1 + V 2 Q D=
s ou s = v ⋅ t ou t
4. A
π t=
s v
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) Ap =
F1 F2 e Ac = ou P1 P2
F 1 = P1 ⋅ Ap e F 2 = P 2 ⋅ Ac
onde:
Ac = Ap − Ah
Ap =
Dp =
π .D p 2 4
4 Ap
Ah =
Dh =
π
π .D h 2 4
4 Ah
π
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) Q1 = v1 ⋅ Ap ou v1 =
Q 2 = v 2 ⋅ Ac ou v 2 =
Q1 Ap
Q2 Ac
ou Ap =
ou Ac =
Q1 v1
Q2 v2
V1 Q1
Q1 =
V1 ou V 1 = Q1 ⋅ t1 ou t1
Q2 =
V2 V2 ou V 2 = Q 2 ⋅ t 2 ou t 2 = t2 Q2
t1 =
Obs.: Supondo que a vazão para o avanço é igual a vazão para retorno (Q1 = Q2), simbolizamos essa vazão simplesmente por Q.
3) v1 =
v2 =
s s ou t1 = ou s = t1 ⋅ v1 t1 v1
s t2
ou t 2 =
s v2
ou
s = t 2 ⋅ v2
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: Fa(kgf ) Pa(kgf / cm²)
•
Ap =
•
Ap = 0.7854.Dp²
9
Dados: •
Fa = 800 kgf
•
Pa = 140 bar
•
Dp em cm
Cálculo: Ap =
Ap =
Fa(kgf ) Pa(kgf / cm²) 800kgf 140kgf / cm²)
Ap = 5,714 cm² Calcular o diâmetro do pistão em mm Fórmulas: ⎛ Ap(cm²) ⎞ ⎟ . 10 • Dp = ⎜ ⎜ 0,7854 ⎟⎠ ⎝ Dados: •
Ap = 5,714 cm²
Cálculo: ⎛ 5,714cm² ⎞ ⎟ . 10 Dp = ⎜ ⎜ 0,7854 ⎟ ⎠ ⎝ 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
Dh = 4
F.(LF)² 2,91 0,8.800² 2,91
Dh= 20,48 mm
11
12
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: Fx(LF) D= 4 2,91
2
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 =
Diâmetro do êmbolo em mm 40
Tabela Rexroth (tabela 1) Diâmetro da haste em mm 18 * 25
50
22 * 36
63
28
*
45 80
36
*
56 100
45
*
70 125
56
*
90 150
70
*
Relação das áreas 1.25 ⎟ 1 1.6 ⎟ 1 1.25 ⎟ 1 2⎟1 1,25 ⎟ 1 2⎟1 1,25 ⎟ 1 2⎟1 1,25 ⎟ 1 2⎟1 1,25 ⎟ 1 2⎟1 1,25 ⎟ 1 1,8 ⎟ 1
100 180
90 *
1,35 ⎟ 1 2⎟1
125 200
90 *
1,25 ⎟ 1 2⎟1
140
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 =
Fa(kgf ) Pa(kgf / cm²)
Cálculo: 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 A
P=
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: Ft Ap 853,606kgf Pnom = 12,566cm² Pnom =
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: •
20
Fr(kgf) = Ac(cm²) . Pnom(kgf/cm²)
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: Ap.s Va = 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 = 10.000 7,658cm² . 300mm Vr = 10.000 Vr = 0,22974 litros
Calcular a velocidade de avanço do cilindro em mm/seg Fórmulas: •
va (mm/seg) =
s(mm) ta(seg)
ou •
va (mm/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: s va = ta 300 va = 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) =
Va(litros).60 ta(seg)
ou Ap(cm²) . s(mm) . 0,006 ta(seg)
•
Qsis (lpm) =
•
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: Va.60 0,377litros.60 Qsis = = ta 5seg Qsis = 4,524 lpm ou Ap.s.0,006 Qsis = ta 12,566cm².300mm.0, 006 Qsis = 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: Qsis • ηv = 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 =
4,523lpm Qsis = 0,9 ηv
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) =
Va(litros).60 ta(seg)
ou •
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) =
•
s(mm) va(mm / seg)
Ap(cm²) . s(mm) . 0,006 Qsis(lpm) Va(litros).60 ta(seg) = 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: Ap.s.0,006 ta = Qsis 12,5664cm². 300mm . 0,006 ta = 7,2 lpm ta = 3,1416 seg ou ta =
Va.60 Qsis
ta =
0,37698litros.60 7,2lpm
ta = 3,1415 seg
Calcular a velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg (va) Fórmulas: •
va (mm/seg) =
s(mm) ta(seg)
• •
30
va (mm/seg) =
Qsis(lpm) Ap.0,006
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: s va = ta 300mm va = 3,1416seg va = 95,4927 mm/ seg ou va =
va =
Qsis Ap.0,006 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) =
•
tr(seg) =
•
tr(seg) =
s(mm) vr(mm / seg)
Ac(cm²) . s(mm). 0,006 Qsis(lpm) 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) =
PH (HP) =
Pef (kgf/cm 2 ) . Qnom (lpm) 450 . ηv 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 =
PH =
79.676 kgf/ cm 2 .8 lpm 450 . 0,9 637.408 405 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) Sucção (vs) Retorno (vr) Pressão (vp)
Velocidade mínima
Velocidade máxima
recomendada
recomendada
0,6 m/ seg
1,2 m/ seg
60,96 cm/ seg
121,92 cm/ seg
3 m/ seg
4,6 m/ seg
304,8 cm/ seg
457,2 cm/seg
6 m/ seg
7,6 m/ seg
609 cm/ 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: Qnom(lpm).0,170 vs(m / seg)
•
As(cm²) =
•
Ds(mm) = 10 .
As(cm²) 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: Qnom.0,170 8lpm.0,170 As = = vs 1,2m / seg As = 1,1333 cm² Ds(mm) = 10.
As(cm²) 0,7854
Ds(mm) = 10.
1,13333cm² 0,7854
Ds = 12,012 mm Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de retorno em mm (Dr) Fórmulas: Qnom(lpm).0,170 vr(m / seg)
•
Ar(cm²) =
•
Dr(mm) = 10.
Ar (cm²) 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: Qnom.017 8lpm.0,170 Ar = = vr 4,6m / seg Ar = 0,29565 cm² Ar (cm²)
Dr(mm) = 10.
0,7854 0,29565cm² 0,7854
Dr(mm) = 10.
Dr = 6,1354 mm Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de pressão em mm (Dp) Fórmulas: Qnom(lpm).0,170 vp(m / seg)
•
Ap(cm²) =
•
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 8lpm.0,170 = vp 7,6m / seg
Ap = 0,17894 cm² Dp(mm) = 10.
Ap(cm²) 0,7854
Dp(mm) = 10.
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 δ.Pef.Ds.10 es = 2.τ.Pef ) es =
8.79,676kgf / cm².1,2012cm.10 2.(3500 − 8.79,676kgf / cm²)
es =
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 =
τ.Pef.Dr.10 2.(τ − δ.Pef )
er =
8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10 2.(3500 − 8.79,676cm²)
er = 0,683 mm er =
δ.Pef.Dr.10 2.(τ − δ.Pef )
er =
8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10 2.(5000 − 8.79,676cm²)
er =
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 =
ep =
ep =
δ . Pef . Dp .10 2 .(τ − δ . Pef) 4 . 79,676kgf/ cm² . 0,4773cm .10 2 . (3500 − 4.79,676cm²) 1521.1741 6.362.592
ep = 0,239 mm ep =
ep =
δ . Pef . Dp .10 2 . (τ − δ . Pef) 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) =
•
Qi (avanço) (lpm) =
Dados: 50
Ap(cm²) . Qsis (lpm) Ac(cm²) Ac(cm²) Ap(cm²)
. Qsis (lpm)
•
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: Ap . Qsis Ac 12,5664cm² Qi(avanço) = . 7,2 7,65765cm² Qi(retorno) =
Qi (avanço) = 11,814 lpm Ac Qi(retorno) = . Qsis Ap 7,65765cm² Qi(avanço) = . 7,2 12,5664cm² 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) υ.δ . D(cm) 1884,614
Dados: •
∆P = perda de carga distribuída na linha em kgf/ cm²
•
f = fator de fricção (n° puro) X • f= 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) (N° Puro) υ(st)
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
34
0
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
SIMBOLOGIA Normas DIN/ISO 1219 e ABNT (em estudo). BOMBAS HIDRÁULICAS
Manual
Vazão fixa
Vazão variável (com 2 sentidos de fluxo)
MOTORES HIDRÁULICOS Com 1 sentido de rotação
1
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Vazão variável (com 1 sentido de fluxo)
Com 2 sentidos de rotação
Com 2 sentidos de rotação com torque e Ação dupla (sem amortecimento) volume de absorção variável
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
2
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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)
3
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Retenção
com
desbloqueio
hidráulico,
geminada.
Limitadora de pressão pré-operada com regulagem manual
Limitadora de pressão pré-operada com Sucção ou de pré-enchimento
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
4
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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
5
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
geminada.
Reguladora
GRAETZ)
de
vazão
com
pressão Frenagem (retardamento)
compensada e retenção
Frenagem e segurança
Controle do manômetro
6
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
VÁLVULAS DIRECIONAIS
Seletora para manômetro
Direcional Rotativa
Válvula solenóide para água
Direcional manual (centragem por mola)
Direcional Direcional manual (com travamento)
pré-operada
por
solenóide
e
controlada hidraulicamente (centragem por pressão hidráulica)
Direcional diretamente operada por solenóide Direcional mobil com acionamento manual e (centragem por mola)
centragem por mola
7
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Direcional
pré-operada
por
solenóide
e Direcional de assento (1 esfera)
controlada hidraulicamente (centragem por molas)
Direcional de assento (2 esferas)
SERVO-VÁLVULAS Servo-válvulas de pressão
Alternadora
Servo-válvulas direcional
8
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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)
9
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Redutora de pressão, proporcional
Acumulador (membrana)
Acumulador (pistão)
ACESSÓRIOS
Pressostato com dreno interno (com 1
Filtro de ar c/bocal de enchimento
contato)
Filtro de óleo
Pressostato (com 2 contatos)
Trocador de calor
10
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Fluxostato
Aquecedor
Pressostato com dreno externo
Registro aberto
(com 1 contato)
ACESSÓRIOS Termômetro Registro fechado
11
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Termostato Indicador de nível de óleo
Indicador elétrico de nível do óleo
Manômetro/Vacuômetro
(com 2 contatos)
Acoplamento
Rotâmetro
Engate rápido (macho e fêmea)
12
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
ACESSÓRIOS
Mangueira ou tubo flexível
Conexão
Junta de expansão Linhas não interligadas
Linhas interligadas
13
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
EXERCÍCIOS 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?
14
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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:
15
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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).
16
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
3ª parte: Transmissão Hidráulica de força
F1 = 250 Kgf A2 = 20 cm2 A1 = 5 cm2 F2 = ? Conclusão:
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Transmissão Hidráulica de pressão
P1 = 40 bar A1 = 15 cm2 A2 = 5 cm2 P2 = ? Conclusão:
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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.
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Dimensionar as tubulações do circuito hidráulico abaixo:
Dados: Q = 30 lpm P = 210 bar Relação de áreas do cilindro: (2:1)
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Projetar o esquema de comando simplificado para uma plataforma de elevação.
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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.
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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.
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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.
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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.
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Um cilindro hidráulico comanda a operação de descarga de um silo para armazenagem. Devese 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.
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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.
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COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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.
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COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
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.
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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?
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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?
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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.
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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.
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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.
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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
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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.
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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.
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Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS
Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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Descrever o circuito hidráulico abaixo:
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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:
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Figura A1
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Figura A2
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REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS: Apostila THR, Rexroth Hidráulica Ltda. Apostila MHR, Rexroth Hidráulica Ltda. Automação Pneumática - CJA-B, Schrader Bellows, Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação. Cilindros Pneumáticos e Componentes para máquinas de produção, Schrader Bellows, Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação. Coletânea de Artigos Técnicos - Volume I e II, Associação Brasileira de Hidráulica e Pneumática. 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 Análise de circuitos, Editora Érica Ltda, 2ª edição, 2004. H511, Introdução a Hidráulica, Festo Didactic - Brasil, 1995. H521, Técnicas, Aplicação e Montagem de Comandos Hidráulicos, Festo Didactic Brasil, 1987. Hasebrink, J. P e R. Kobler, Técnica de comandos 1, Fundamentos de Pneumática/ Eletropneumática, 1975. Hidráulica Básica - volume I, Rexroth Hidráulica Ltda. Macintyre, Archibald Joseph, Bombas e Instalações de Bombeamento, Editora Guanabara S.A., Rio de Janeiro, 1987. Manual de Hidráulica Básica, Racine - Albarus Hidráulica Ltda, 1989. Manual de Hidráulica Industrial, Sperry Vickers 1986. Manual de Pneumática - Fundamentos - Volume I, parte I, Rexroth, Divisão Pneumática. Manutenção de Instalações e Equipamentos Pneumáticos, Festo Didactic – Brasil, 1981.
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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.
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