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Racine Hidráulica Manual de hidráulica básica. Porto Alegre, 1981 - 3.' Edição. 323p, ilust.
1. Hidráulica.
1. Título. CDU 532
Preparada pelas bibliotecárias: Esther Eunice Lindemayer e Paulete Golbert
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. MANUAL DE HIDRÁULICA BÁSICA \
Rexnord IIIIIIII 111 Racine Hidráulica Ltda.
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1981 .
3.ª Edição
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SUMÁRIO NOTA
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CAP.!
INTRODUÇÃ0/9 1. Um pouco de história/9 2. Conceitos/10 3. Classificação dos sistemas hidráulicos/10 4. Esquema geral de um sistem·a hidráulico/11 5. Vantagens e desvantagens dos sistemas hidráulicos/11
CAP. II
CONHECIMENTOS FUNDAMENTAIS/13 1. Lei de Pascal/ 13 2. Princípio da conservação da energia/ 14 3. Força e pressão/15 4. Pressão hidrostática/15 5. Princípio de Bernoulli/17 6. Escoamento do fluido em tubulações/IS 7. Vazão em tubulações/19 · 8. Perda ·de carga na linha de pressão de um sistema hidráulic0/20 9. Cálculos/21 10. Exemplos de cálculos/27
CAP.lll
SIMBOLOGIA/33 1. Representação básica/33 2. Dutos/34 3. Reservatórios e acumuladores/35 4. Condicionadores de fluido/36 5. Atuadores lineares/37 6. Comandos e controles/38 7. Dispositivos rotativos/39 8. Instrumentos e acessórios/41 9. Válvulas de controle direcional/42 10. Válvulas de controle de pressão/43 11. Válvulas de controle de vazão/44
CAP. IV
FLUIDOS HIDRÁULICOS/45 1. O Óleo mineral/45 2. Fluidos resistentes ao fogo/50 3. A hora da troca. Procedimentos/54
CAP. V
RESERVATÓRIOS E ACESSÓRIOS/55 1. As funções do reservatório/55 2. Construção do reservatório/55 3. Acessórios/61 4. Considerações finats/63
CAP. VI
FILTROS/65 1. Princípio de filtragem mecânica/65 2. Exemplo de aplicação/69 3. Considerações finais/70
CAP. VII
CILINDROS/73 1. Tipos de ctlindros/74 2. Vedações nos cilindros/78 3. Aplicações/82 4. Cálculos/84 5. Considerações finais/99
CAP. Vlll
BOMBAS/127 1. Conceito/127 2. Tipos de bombas/128 3. Cuidados na instalação de bombas/141 4. Procedimentos no momento da troca/144 5. Considerações finais/145
CAP. IX
VÂLVULAS REGULADORAS DE PRESSÃ0/149 - Considerações iniciais/149 1. Válvulas de alívio e segurança/150 2. Válvula de descarga/157 3. Válvula de contrabalanço/159 4. Válvula de seqüência/161 5. Válvula redutora de pressão/163 6. Válvula supressora de choque/164 7. Observações finais - sumário/165
CAP.X
CAP. XI
-
VÂLVULAS DE CONTROLE DIRECIONAL/167 1. Considerações iniciais/168 2. Tipos de válvulas direcionais/168 VÂLVULAS REGULADORAS DE VAZÃ0/189
1. Introdução/189 2. 3. 4. 5.
Princípio de funcionamento/189 Tipos de válvulas reguladoras de vazão/ 190 Tipos de aplicação de válvulas reguladoras de vazão/194 Observações fin~is/199
CAP. XII
ATUADORES ROTATIVOS/203 !. Introdução/203 2. Os motores hidráulicos/203 3. Os osciladores hidráulicos/21 &
CAP. XIII
ACUMULADORES HIDRÂULICOS/223
1. Tipos de acumuladores - classificação construtiva/223 2. 3. 4. 5.
Considerações sobre que tipo de acumuladores empregar/229 Aplicações/229 Dimensionam·ento/237 Observações finais/244
CAP. XIV
INTENSIFICADORES DE PRESSÃO - "BOOSTERS"/247 1. Tipo de intensificadores de pressão/24 7 2. Exemplos de aplicação/251 3. Características dos intensificadores de ação contínua RACINE/253 4. Observações finais/254
CAP.XV
TROCADORES DE CALOR/259
1. Resfriadores/259 2. Aquecedores/266 CAP. XVI
OUTROS EQUIPAMENTOS/267
1. Motor elétrico/267 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. CAP. XVII
Acoplamentos elásticos/ O bloco ''manifold"/273 Manômetros/275 Termômetros/278 O pressostato/279 O limitador de curso/281 O relé de tempo/284 Observações finais/284
FORMULÂRIOS, TABELAS DE CONVERSÃO E UNIDADES DE MEDIDAS/287 1. Fórmulas mais utilizadas/287 2. Unidades de Medidas/291 3. Tabelas de conversão de unidades/298 4. Outras tabelas, diagramas e ábacos/303 Siglas/315 Alfanuméricos/321 Bibliografia/322 Recibo do Manual/323
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NOTA
A RACINE HIDRAULICA LTDA., empresa filiada ao grupo REXNORD, vem há alguns anos, através de seu Departamento de Engenharia de Treinamento, ministrando cursos que visam dar melhor aprimoramento técnico hidráulico aos funcionários das empresas que utilizam seus produtos. Nesses cursos, procura-se desenvolver não só a parte prática do funcionamento do equipamento, mas, fambém, a teoria necessária para os cálculos analíticos e gráficos.
Dentre os diversos cursos ministrados, o primeiro deles intitula-se "HIDRAULICA BASICA". Dessa forma, surgiu a idéia de se fazer um manual que serviria de base para o acompanhamento desse curso, e de esteio para os cursos subseqüentes. Assim sendo, nós da RACINE, apresentamos este trabalho que, esperamos, consiga atingir os objetivos a que se propõe.
1 - INTRODUÇÃO
l. UM POUCO DE HISTÔRIA
Existem apenas três métodos conhecidos de transmissão de potência na esfera comercial:(1) a mecânica,(2) a elétrica e (3) a fluí dica. N aturahnente, a transmissão mecânica é 3: mais velha delas, por conseguinte, a mais conhecida. Começou com o "ilustre desconhecido" inventor da roda e utiliza hoje de muitos outros artifícios mais apurados como engrenagens, carnes, correias, correntes, molas,.polias e outros.
A elétrica, que usa geradores, motores elétricos, condutores e uma gama muito grande de outros componentes, é um desenvolvimento dos tempos modernos. É o único meio de se transmitir energia a grandes distâncias. A força fluida tem sua origem, por incrível que pareça, a milhares de anos antes de Cristo. O marco inicial, de que se tem conhecimento, foi o uso da potência fluida em uma roda d'água, que emprega a energia potencial da água armazenada a uma certa altura, para a geração de energia. Os romanos por sua vez, tinham um sistema de armazenamento de água e transmissão, através de canais ou dutos para as casas de banho ou fontes ornamentais. O uso do fluido sob pressão, como meio de transmissão de potência, já é mais recente, sendo que o seu desenvolvimento ocorreu, mais precisamente, após a primeira grande guerra. Os fatos mais marcantes da história da energia fluida poderiam ser relacionados como os seguintes: • Em 1795, um mecan1co inglês, Joseph Bramah, construiu ·a primeira prensa hidráulica, usando como meio transmissor, a água; • Em 1850, Armstrong desenvolveu o primeiro guindaste hidráulico, e para fazê.Jo, desen· volveu, também, o primeiro acumulador hidráulico; • Em 1900, a construção da primeira bomba de pistões axiais nos Estados Unidos, ocorrendo aqui, a substituição da água por óleo mineral, com muita vantagem. Hoje, com o desenvolvimento de novos metais e fluidos obtidos sinteticamente, a versatilidade e a dependência do uso da transmissão de força fluida torna-se evidente, desde o seu uso para um simples sistema de frenagern em um automóvel até a -sua utilização para complexos sistemas das aeronaves modernas e até mísseis. Nos dias atuais, sem a energia fluida, a tecnologia moderna seria impossível. Onde você poderia encontrar potência suficientemente grande para erguer um caminhão de grande tonelagem, ou suficientemente pequena para prender um ovo sem furar sua casca?
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' Manual de hidráulica básica
10 2. CONCEITOS Daremos a seguir algumas definições que se aplicam ao nosso estudo: Fluido:
Qualquer substância capaz de escoar e assumir a forma do recipiente que o contém. Como estamos tratando apenas de sistemas hidráulicos, o fluido que nos interessa é o óleo hidráulico. O Fluido pode ser líquido ou gasoso. Hidráulica: Ê a ciência que estuda líquidos em escoamento e sob pressão. No nosso estudo; tratamos apenas da óleo-hidráulica que é um ramo da hidráulica que utiliza o óleo como fluido. Sistemas óleo-hidráulicos: São sistemas transmissores de potência ou movimento, utilizando como elemento transmissor o óleo que, sob pressão, é praticamente incompressível. Os sistemas óleo-hidráulicos podem ser classificados de duas formas: estáticos e cinéticos. Sistemas óleo-hidráulicos estáticos:
São sistemas onde a energia utilizada é a potencial, com o fluido sob alta pressão e baixa velocidade. Atualmente, tem-se conseguido atingir até 1000 bar (14507,43 psi) Sistemas óleo-hidráulicos cllléticos: São sistemas onde a energia utilizada é a cinética, para a transmissão de potência. Em outras palavras, é utilizado o fluido animado a altas velocidades, em tomo de 50m/seg (180km/h). Nosso estudo se voltará mais aos sistemas óleo-hidráulicos estáticos aplicados, por exemplo, em prensas, guindastes, máquinas-fer ramenta, ~jetoras de plásticos, etc. Os sistemas óleo-hidráulicos estáticos são também denominados simplesmente óleo-hidráulicos. 1
!' 3. CLASSIFICA ÇÃO DOS SISTEMAS lilDRÁULIC OS Os sistemas hidráulicos podem ser classificados de diversas maneiras. 3.1. De acordo com a pressão: Segundo a J.I.C. (Joint lndustry Conference), extinta em 1967 e a atual NFPA (National Fluid Power Association), classificamos, quanto a pressão da seguinte forma:
O a 14 bar 14 a 35 bar 35 a 84 bar 84 a 210 bar Acima de 210 bar
(O
a (203,10 a (507,76 a (1218,62 a (Acima de
203,10 507,76 1218,62 3046,56 3046,56
psi) psi) psi) psi) psi)
-
Baixa pressão Média pressão Média-alta pressão Alta pressão Extra-alta pressão
3.2. De acordo com a sua aplicação: São classificados em sistemas de pressão contínua ou em sistemas de pressão intermitentes . 3.3. De acordo com o tipo de bomba: Clà.ssificamos em sistemas de vazão constante ou vazão variável.
Introdução
11
3.4. De acordo com o controle de direção: Sistemas de uma via (controlado por válvulas) ou de duas vias (com bombas reversíveisJ.
l 4. ESQl.JEMA 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: 4.1. Sistema de geração
É constituído pelo reservatório, filtros, bombas, motores, acumuladores, intensificadores de pressão e outros acessórios. 4.2. Sistema de distribuição e controle Constituído por válvulas controladoras de vazão, pressão e direcionais.
43. Sistema de aplicação de energia
Aqui, encontramos os atuadores, que podem ser cilindr~s, motores hidráulicos e osciladores. Simbolicamente, podemos exemplificar o que foi explanado acima, através da fig. I. l.
Transmissão
Transmissão
Sistema
Sistema de
gerador
controle
Atuadores
Fig. 1.1 - Esquema de um sistema hidráulico.
5. VANTAGENS E DESVANTAGENS DOS SISTEMAS HIDRÁULICOS O sistema hidráulico é ·empregado quando se tenta evitar ou é impossível empregar-se sistemas mecânicos ou elétricos. Fazendo uma comparação entre estes três sistemas, analisamos as vantagens e desvantagens do emprego dos sistemas hidráulicos. 5.1.Vantagens - Fácil instalação dos diversos elementos, oferecendo grande flexibilidade, inclusive em espaços reduzidos. O equivalente em sistemas mecânicos já não apresenta essa flexibilidade;
- Devido a baixa inércia, os sistemas hidráulicos permitem uma rápida e suave inversão de movimento, não ocorrendo o mesmo nos sistemas mAcânicos e elétricos; - Possibilidade de variações micrométricas na velocidade. Já os sistemas mecânicos e elétricos só as tem escalonadas e de modo custoso e difícil; - São sistemas autolubrificados, não ocorrendo o mesmo com os mecânicos ou elétricos;
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Manual de hidráulica básica
12
- Têm pequeno peso e tamanho com relação a potência consumida em comparação aos sistemas elétricos e mecânicos;
- Possibilidade de comando por apalpa dores ( copiadores hidráulicos); - São sistemas de fácil proteção em comparação aos mecânicos e elétricos; - O óleo hidráulico é um excelente condutor de calor, o que inclusive é um fator importante no dimensionamento do reservatório que poderá servir ~orno trocador de calor, etc.
5.2. Desvantagens - Seu custo é mais alto em comparação aos sistemas mecânicos e elétricos; - Baixo rendimento, que é devido a três fatores:
a) transformação de energia elétrica em mecânica e mecânica em hidráulica para, posteriormente, ser transformada novamente em mecânica; b) vazamentos internos em todos os componentes; e) atritos internos e externos; - Perigo de incêndio pois o óleo, normalmente, é fuflamável. Atualmerite tem-se empregado em certos casos fluidos resistentes ao fogo que, na realidade, apenas evitam a propagação do fogo, como veremos mais adiante.
5.3. Comparações com sistemas pneumáticos
Os sistemas hidráulicos possuem um controle de força (pressão) e velocidade (vazão) mais apurado do que os sistemas pneumáticos, além de poderem trabalhar em pressões bem mais elevadas, possibilitando assim uma transmissão de potência maior. ferdem apenas no custo onde os sistemas pneumáticos apresentam um investimento menor.
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Conhecimentos fundamentais
13
II - CONHECIMENTOS FUNDAMENTAIS
Assim como qualquer outra ciência, a hidráulica necessita de conhecimentos básicos, a fim de que consigamos obter dela, aquilo que realmente necessitamos. De nada adiantaria, por exemplo,
tentarmos efetuar uma operação de multiplicação sem antes sabermos a tábua da soma. Dessa forma, este capítulo tratará desde os princípios fuodarnentais da hidráulica até os cálculos mais empregados na prática. 1. LEI DE PASCAL Blaise Pascal enoociou vários princípios aplicados a hidráulica, entre eles, o que mais se destaca, é o "Princípio Fundamental da Hidráulica", que diz:
"Toda a pressão aplicada sobre um fluido confinado a um recipiente fechado, age igualmente em todas as direções dentro da massa fluida e perpendicularmente às paredes do recipiente."
Fig. 11.1 - Lei de Pascal.
A figura 11.1. ilustra esse princípio. Os movimentos e forças podem ser transmitidos através do fluido que age de acordo com o princípio da Lei de Pascal. Se aplicarmos uma pressão no ponto "A", essa mesma oressão será re1üstrada no manômetro no nonto "B".
Manual de hidráulica básica
14
1
2. PRINCÍPIO DA CONSERVAÇÃO DA ENERGIA
Não se consegue criar ou destruir energia. A energia provém da natureza Por exemplo, o calor de uma caldeira provém da queima do óleo que provém do petróleo; a energia elétrica pode ser obtida por hidrelétricas (água), usinas termelétricas (carvão), usinas termonncleares (urânio e derivados). Assim, como podemos ver, toda matéria-prima provém da natureza. Nós não criamos a energia, ela já está lá, sob outra forma. . Podemos, também, fazer a transformação da energia. Por exemplo, em uma usina hidrelétrica transformamos a energia potencial - derivada do armazenamento de água - em energia elétrica. Observando isso, podemos relembrar um princípio enunciado por Lavoisier: "Na natureza nada se cria e nada se perde, tudo se transforma". Ora, como a energia provém da natureza, podemos dizer, também, que não podemos nem criar ou destruir energia, porém, podemos transformá-la. Assim, é comum vermos em sistemas hidráulicos a energia elétrica transformada em mecânica (motor elétrico acionando bomba) e esta última transformada em hidráulica (energia mecânica transferida ao óleo através da bomba). Na figura II.2. vemos a transformação da energia (força) mecânica transformada em hidráulica e transformada novamente em mecânica.
2000kg IOOOkg
Pistão "A"
Pistão "D"
50cm
2
1
Fig. 11.2 - Princípio da conservação da energia.
Na figura II.2. podemos observar que o peso de 2.000kg é movimentado em uma distância de I centímetro por um outro peso de l.OOOkg que se desloca 2 centímetros, em virtude de que a área do pistão "A" é duas vezes menor do que a do "B". Vimos que ccim um peque.no esforço e grande deslocamento, conseguimos um grande esforço com pequeno deslocamento representando trabalhos iguais (fo,ça x deslocamento). Obsetve-se que a hidráulica obedece o "Princípio da Alavanca", isto é, vejamos a figura 113. Notamos que o peso de SOkg equilibra outro de !OOkg a partir de um apoio colocado a 2 metros do primeiro peso e a 1 metro do segundo. Se colocássemos o primeiro peso a 3 metros do apoio mantendo a mesma distância para o segundo, a barra penderia para a esquerda apesar de que SOkg é menor do que !OOkg. Vemos, portanto, que o paralelo que se estabelece entre o princípio da alavanca e a hidráulica, é que nesta última, podemos equilibrar dois pesos distintos desde que, haja uma relação entre as áreas envolvidas, enquanto que na alavanca, o comprimento da barra é o fator importante. Saliente-se ainda que, utilizando-se desse princípio na hidráulica, consegue-se obter grandes forças a partir. de uma oeauena forca fornecida.
Conhecimentos fundamentais
15
50
IOOkg
kg
lm
2m
IOOkg
50 kg
lm
Fig. 11.3 - Princípio da alavanca.
3. FORÇA E PRESSÃO
Podemos definir força, com qualquer causa capaz de realizar trabalho. Por exemplo, se quizermos movimentar um corpo qualquer, deverp.os aplicar uma força sobre ele. O mesmo ocorre' quando quizermos pará-lo.
Se, por outro lado, aplicarmos uma força "F" sobre uma superfície "A", definimos como pressão "P", a razão entre a força "F" e a superfície "A", de forma que, saberemos dizer a força aplicada por unidade de área considerada. Por exemplo, se temos uma dada pressão igual a 30kg/cm2 distribuída em uma superfície de 30cm2 , dizemos que a cada quadrado de lado igual a lcm da superfície considerada, temos atuando uma força de 30kg e podemos dizer, ainda, que temos 900kg de força atuando sobre o corpo. Portanto:
1
i' 1
ou ainda,
onde,
P = pressão F = força A= área
Na óleo-hidráulica dizemos que existe pressão em determinada parte do circuito hidráulico, quando existe resistência ao fluxo de óleo gerado pela bomba. A bomba nunca gera pressão, gera somente vazão de óleo. As resistências encontradas pelo óleo na sua- trajetória são as responsáveis pela geração da pressão. A pressão é, normalmente, expressa por kg/cm2, PSI (pounds per square inches - libras por polegadas quadradas), bárias ou atmosferas. Porém de acordo com o sistema internacional de medidas, a pressão deve ser expressa em bar. 4. PRESSÃO HIDROSTÃTICA
A terra encontra-se envolta por uma camada de ar que é composta de oxigênio, nitrogênio e gases raros. A essa camada, damos o nome de atmosfera. Essa camada de ar possui um peso
Manual de hidráulica básica 16 u convencionado dizer-se que, a nível do mar (nív el= zero), fico determinado e, a partir disso, ao é igual a 1 atmosfera (lat m). pressão exercida pela coluna de ar, ra 11.4, ao nível do mar. rvatório com líquido, como na figu Suponhamos que temos um rese
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Fig. 11.4 - Pressão atmosférica.
al, é distribuída igualmente como vimos pelo princípio de Pasc A pressão aplicada ao fluido, que , será igual a latm . por toda a parede do reservatório da coluna de fluido em um do ar tem influência, então, o peso Devemos observar que, se o peso a pressão existente em qualquer cálculo da pressão total. Por tant o, no terá bém tam na ório rvat rese o cert com a pressão exercida pela colu l à soma da pressão atmosférica igua será da, flui sa mas da to pon ostática. são, damos o nome de, pressão hidr fluida sobre esse pon to. A essa pres ominar de "experiência do experiência que resolvemos den Vale demonstrarmos aqui, uma man ôme tro" . lcm de diâmetro e outr o temos dois reservatórios, um com 3 Veja a fig. II. 5. Suponhamos que = lkg /dm ), a uma altura de 10 água, (densidade da águ a= m/v os cam colo os amb Em m. 20c com s dos manômetros. metros, correspondente às posiçõe 2 pois, aos man ôme tros não , 2 os manômetros será de lkg / cm A pressão marcada por ambos ler a força aplicada por cm para os brad cali o estã eles que já s, ório rvat interessa os diâmetros dos rese da área livre do líquido. lcm
-f
20cm
f 1000cm
1-.·· ....
ôme tro. Fig. 11.5 - Exp eriên cia do man
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1 '1
17
Conhecimentos fu.ndamentais
No reservatório maior temos uma maior força aplicada sobre sua b~se em virtude de sua área exposta a pressão ser maior do que a área do reservatório pequeno. Pode-se fazer uma verificação prática da variação da pressão corri ~· variação da coluna do líquido. A fig. II.6., mostra um reseJ:Vatório com 3 furos laterais. No furo riiaiS próximo da base sai o jato mais forte, pois, quanto mais próximo da base estivermos, maior ser~.a'·pressão hidrostática e o jato de líquido irá mais longe. .
Fig. 11.6 - Variação da pressão com a altura da coluna üqÇidl'!,.
S. PRINCIPIO DE BERNOULLI
Observemos a fig. II. 7.. Temos duas cámaras "A" e "B" com um tubo de interligação de pequeno diâmetro "C". Suponhamos aplicado sobre o pistão da câmara /'A" uma força "F" que origine uma pressão de lOObar. O óleo tende a escoar pelo duto "C":' até a câmara "B", onde reproduz a mesma pressão de lOOatm Se colocarmos um manômetro no h'.1.bO "C" verificaremos que a leitura será menor do que 100 bar.
lOObar
lOObar
A
...·,·,
B
•..
1' •• •••
Fig. II. 7 - Princípio de Bernoulli.
Manual de hidráulica básica
18
Bernoulli, então, enunciou o seguinte princípio; "A soma da pressão e energia cinética, nos vários pontos de um sistema, é constante, para uma vazão constante". No nosso caso, a pressão em "C" será menor porque aí é maior a velocidade do fluido. Portanto, a pressão estática de um líquido em movimento varia em relação inversa a sua velocidade, i.é, quanto mais aumentarmos a velocidade do fluido, mais diminuiremos sua pressão.
6. ESCOAMENTO DO FLUIDO EM TUBULAÇÕES
Os fluidos possuem uma característica inerente de sempre percorrer "o caminho mais fácil", i.é, se o fluxo pode optar por 3 caminhos ( dutos) diferentes em um sistema hidráulico, é certo que ele optará pelo caminho mais fácil. Suponhamos ter um duto em cuja extremidade exista uma ramificação para três outros dutos, "A",. "B" e "C". No duto "A" temos uma válvula de seqüência que, para ser aberta, exige uma pressão de 50 bar;· no duto "B" temos a sua extremidade ligada à tomada de um cilindro que necessitará de 20 ba.:r de pressão para efetuar um trabalho qualquer. No duto "C", uma válvula de alívio que abrirá quando for atingida a pressão de 70 bar. dirigindo o fluido para tanque. O comportamento do fluxo será de primeiro transpor o duto "B" acionando o cilindro, para depois transpor o duto "A" abrindo a válvula de seqüência, e efetuando outro trabalho qualquer, para, finalmente, transpor o duto "C", abrindo a válvula de alívio e dirigindo-se para o reservatório. Existem dois tipos de escoamento a serem estudados; o escoamento laminar e o escoamento turbulento. O tipo de escoamento depende de vários fatores, entre eles, a rugosidade interna e o diâmetro do tubo onde ocorre o escoamento, a velocidade e viscosidade do fluido, etc. Para se saber quando o regime de escoamento é laminar ou turbulento devemos definir o número de Reynolds "R". O número de Reynolds é dado pela razão do produto da velocidade do fluido com o diâmetro do duto pela viscosidade cinemática.
~
IR= v D 1(v para óleo a 220SSU e 38°C = 47,5 centistokes) Quando em um determinado escoamento o número de Reynolds encontra-se na faixa de O a 2.000, dizemos que o escoamento é laminar. Se, porém, o número de Reynolds for maior .do que 3.000, dizemos que o escoamento é turbulento. Na faixa de 2.000 a 3.000 não podemos afirmar CQffi certeza se o escoamento é laminar ou turbulento, podendo ocorrer qualquer um dos dois. Vale observarmos que, se no cálculo introduzirmos D effi cm,v em cm/seg e v em st, "R" resultará um número puro.
Fig. II.8 - Escoamento laminar.
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Fig. 11.9 - Escoamento turbulento.
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19
Conhecimentos fundamentais
O ideal para circuitos óleo-hidráulicos, é que o regime de escoamento seja laminar, (R,,;; 2.000) pois, em escoamentos de regimes turbulentos, as perdas de pressão ( carga) são maiores. Sempre que possível, deve·se evitar o emprego de restrições ou curvas abruptas nos circuitos, pois, fora de dúvidas, são um convite ao regime turbulento.
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Fig. 11.10 - Restrições ou cunras abru p tas.
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Fig. 11.11 - Restrições ou curvas suaves.
7. VAZÃO EM TUBULAÇÕES
A vazão de um fluido pode ser determinada de duas formas distintas. Como ela é dada por 1/min ou g.p.m. (galões por minuto) ou m3 /seg., etc., podemos determiná-la pela razão do volume ldado do fluido por unidade de tempo ou ainda_ pelo produto da velocidade do fluido pela área à
d. o mesmo está escoando. lo=TI (]) lo=v. Al(2)
de
(2) daí, lo=f -AI pois IV =fl
Porém:
s. A=V
V
Q=- (1)=(2) t
Generalizando: Q =v. A=
y_t
ou v =
g_
A
ou A= g_ ou V= Q . t ou t = V
Onde,
Q vazão v = velocidade t tempo
A= área
V=volume s = espaço ou curso
y_
Q
Manual de hidráulica básica
20
•
Deve-se sempre observar a velocidade recomendada para o escoamento do fluido. A RACINE recomenda aos seus clielltes as seguintes velocidades de escoamento para o óleo hidráulico: - Para Sucção e Pfeenchimento:
v = 60,96 a J2! ,92cm/s (2 a 4 f t/s) · - Para Retorno:
v = 304,80 a 457,20cn{/s (10 a 15 ft/s) - Para Retorno apó.~· haver passado por uma válvula reguladora de pressão do tipo alívio:
v '= 457,20 a 76,2,20cm/s (15 a 25 f t/s) - Para Pressão abàiio de 210 bar v
=762,20 a 9l4;40cm/s (25 a 30 ft/s)
- Para Pressão aci;,.,a de '210 bar: v = 457,20 a 509,60cm/s (15 a 20 ft/s) Observando-se est!].s ·.velocidades, estaremos contribuindo para que o sistema tenha escoamento laminar (menor perda d_e Ç3.rga), e o cálculo da tubulação invariavelmente resultará em um diâmetro comercial.
8. PERDA DE CARGA NA LINHA DE PRESSÃO DE UM SISTEMA lllDRÁULICO
Durante o escoarpeilto do fluido através do sistema hidráulico, pode ocorrer uma perda de pressão (mais comumeilte' 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:
llP
=
f.
L
D.
v2:
.:Y
9,266
1 215915
onde,
l\P = perda:d~ carga do sistema em bar f ;' fator dei fricção (número puro) L U + Ls '= comprimento total da tubulação em centímetros U = comprimento da tubulação retilínea em centímetros Ls = compi;ililento equivalente das singularidades em centímetros D diâme.tro interno da tubulação em centímetro v veloci~ade de escoamento do fluido em centímetros/segundo (cm/seg.) y densidade do fluido em libras pé cúbico (kg/m3) (é igual a 881,1.para o óleo
SAE-10}. 215915x9266 = fator de::conversão para a uniformização das unidades. ,, . \
Esta é uma fórmula\simplificada
9. CÁLCULOS
9 .1. Determiuação do fator "f' Esse fator "f' é devído a temperatura do fluido e rugosidade interna do duto, i.é, quanto mais rugoso for internamente.,o duto, maior dificuldade terá o óleo para escuar.
A figura a seguir J,dstra a parede interna de um duto de cobre e moléculas de óleo (polímeros) aumentados microscopiÇari.'1.ente. Podemos notar os picos na parte interna e imaginamos a dificuldade
que os· polímeros teriaql para ultrapassá-los. Essa dificuldade gera um atrito que será o responsável pela perda de carga. ·
Conhecimentos fundamentais
21
Fig. II.12 - Rugosidade de um duto.
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. R = número de Reynolds IR= v
f=~ R
~ DI,
onde
v = velocidade do fluido em cm/seg. D= diâmetro interno da tubulação em cm. v = viscosidade cinemática do ·fluido em stokes ( de 0,45 a 0,50 para o óleo hidráu-
lico). O< R
~
2000 escoamento laminar.
2000 < R < 3000 escoamento indeterminado. R
~
3000 escoamento turbulento.
1
9.2. Detenmnação de Ls, LI e L 1
Como salientamos anteriormente, restrições, curvas, bifurcaçõeS, etc., causam perda de carga e aquecimento do fluido. A esse tipo de perda de c~rga, damos o nome de perda de carga localizada. A RACINE através dos seus catálogos, fornece a seus clientes, as perdas de carga que ocorrem em _cada tipo de válvula; por exemplo: a válvula de controle direcional 1/4", quando trabalhando a 200 bar e44~/mindevazão, (2902 psi) possui uma perda de carga localizada de3,Sbar (50,78 psi). Essa queda de pressão é normal em qualquer tipo d, válvula ej quanto maior for a resistência a passagem do óleo, maior será a perda de carga localizada. Podemos observar, então, que as curvas de 90, 45.ou 30 graus, bifurcações, cotovelos, etc., também fornecem uma certà resistência ao fluxo de óleo, ocasionando, portanto, outra perda de carga localizada. Como é milito 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 canalizaçêlo retilínea, e para tal, existem tabelas que nos auxiliam nestas transformações. Saliente-se que estes cotovelos, curvas, registros, etc., são denominados de singularidades. A ·seguir, apresentamos uma tabela de transformação de singularidades em comprimentos equivalenÍes.
----
~
Fig. II.12A - COMPRIMENTOS EQUNALENTES A PERDAS LOCALIZADAS (EM POLEGADAS DE CANALIZAÇÃO RJlTILÍNEA)
DIÂMETRO
mm 3,175
I
1
1/8
Cotovelo
Cotovelo
Cotovelo
Curva
90° R Longo
90°
90º
45º
90º
CUm 90°
R. Médio
R. Curro
R. L<:mgo
R Curto
~·
~
~
~
~
Pol
1
Cotovelo
1
3,94
i
7,87
3,94
1
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1
3,94
3,94
l/4
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7.87
11.81
15,75
7,87
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1/2
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15,75
19,69
7.87
15.875
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19.69
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19,050
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15,75
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ll.81
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7/8
15,75
23.62
27.56
11.81
11.81
1
3,94
3.94
Entrada
3.94
Registro de globo
Registro
Tê de
de ângulo
passagem
Te"" saída
direta
lado
°V
·~
J-l~IAl!l!
le> 1
Registro de gaveta
Entrada de borda
normal
1
3,94
7.87
3.94
7,87
7.87
7.87
7.87
11.81
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1
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Canaliz.
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pé'
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-1 Conhecimentos fundamentais
23
À soma de todos os comprimentos equivalentes damos o nome de "Ls", que será acrescentada ao comprimento da tubulação retilínea "Ll", fornecendo assim o comprimento total da tubulação "L". Mais adiante, neste mesmo capítulo, veremos um exemplo de cálculo.
9 .3. Determinação de "D" O diâmetro interno da tubulação é determinado à 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=~/
Como a perda de carga que nos interessa ocorre em linhas de pressão, adotamos a velocidade "v" recomendada de 1-Sft/sec ou 457,20cm/seg (ver Hem 7 deste capi'tulo). Portanto, A
Q(em cuft/sec) · A= Q(em cm3 /seg) 15 ou, 457,20
Uma vez determinado "A", sabemos: que:
I
A = rr .4D'
I :.
D=R
ou ainda, D= 1,128-y'A 9 .4. Determinação de v A velocidade do fluido deverá ser aquela recomendada (15ft/sec ou 457,20cm/seg 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 2.000. Experimentalmente verificou-se que para que essa condição seja observada, as velocidades deveriam ser aquelas recomendadas. 9.5. Detenninação der Gama (y) é a densidade do fluido em quilograma/metro cúbico (Kg/m3) e é igual a 881,1 para o óleo SAE-10. 9 .6. Procedimento de cálculo a) Detennine "f'. b) Determine "Ls" e as perdas localizadas em válvulas especiais, através dos catálogos do fabricante. Adicione "Ls" a "Ll" para obter "L". c) Determine AP e efetue a soma deste cálculo com as perdas de carga localizadas nas válvulas especiais para obter a perda de carga total no sistema. d) 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. 9. 7. O bsetvação final O que podemos concluir fmalmente, é que o cálculo de perda de carga no sistema hidráulico é importantíssimo, pois a partir dele, saberemos se a pressão que fornecemos ao sistema é sufiCiente
Manual de hidráulica básica
24 para aquilo que o sistema se propõe a fazer.
Devemos lembrar sempre qqe as restrições (obstrução ao. fluxo de óleo) contribuem sobremaneira para a perda de·-carga do sistema e conseqüente aqu-eeirnento do óleo .
1
(2)
.(1)
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"4?21:f!4 iliiiliiiiiii if i l"Z!ff@ Z
SObar
75 bar
100 bar
Fig. 11.13 - Perda de carga devido a restrições.
Polímeros
Fig. 11.14-Gotad e óleo (1000 X)
Quando o fluxo de óleo encontra uma resistência, ocorre um atrito entre as moléculas, que
também são chamadas de polímeros. Quando falamos em atrito, logo lembramos da dificuldade de escorregamen to ou escoamento. Assim sendo, obse~ando a fig. II.13. notamos que o óleo encontrará dificuldade de passar pela restrição (1). Teremos portanto que, à esquerda dessa restrição, a pressão aumenta, para logo depois, à sua direita, diminuir, pois o óleo escoará mais livremente até chegar a restrição (2), quando ocorrerá a repetição desse fenômeno. Nos atritos causados pelos polímeros, devido às restrições, teremos o aquecimento do óleo, pois, os referidos polímeros terão um espaço menor para escoar. Esse fenômeno é fácil de ser explicado. Esfregue as mãos suavemente para logo a seguir esfregá·las mais fortemente. Você observará que as palmas das mãos ficarão mais quentes, devido ao atrito. Isto é o que acontece com os polímeros do óleo demonstrado s na fig. 11.14. Apenas como ilustração, pois estudaremos fluidos hidráulicos mais adiante, dizemos que, quando aquecido, o óleo torna~se menos viscoso (mais fino). Isso ocorre porque os polímeros s~ subdividem em outros polímeros menores. Vale aqui salientarmos, que quando na oficina fizermos uma curva em um duto para a montagem do sistema hidráulico, devemos observar que esta curva tenha o raio igual a 2.1/2 a 3 vezes o diâmetro externo do duto, como está demonstrado na fig.11.15 para se evitar que no dobramento enrruguemrn o duto e· portanto originemos uma restrição na diminuição da área da secção.
l Conhecimentos fundamentais
25
• R=2.I/2 a 3D
Fig. 11.15 - Regra do dobramento de dutos.
Um fator a ser levado em consideração na-perda de velocidade dos atuadores são os vazamentos. Todo o elemento de união mal dimensionado concorre com vazamentos que causarão perda de carga e prejuízo a empresa, pois na maioria das vezes, o óleo de vazamentos é perdido. A seguir, mostramos alguns tipos de conexões mais usadas como elementos de união. Quando a conexão é feita com flanges, geralmente utilizamos anéis "O" para vedação. Recomenda-se usar fitas de teflon nas roscas das juntas para permitir um ajuste e fixação mais perfeitos.
Fig. 11.16 - Exemplo de elementos de união standards.
CONEXÃO ANTES DO APERTO
CONEXÃO APOS O APERTO
Fig. II.17 - Conexão entre 2 dutos - A= elemento de vedação; B e C = arestas cortantes; D= parte lisa (serve de guia e mantém a união contra qual.quer vibração); E e F = sulcos anelares abertos pelas arestas cortantes onde se alojará um elemento de vedação de aço de alta elasticidade.
Manual de hidráulica básica
26
Fig. 11.18 - Conexão rosqueada para baixa presiillo:
Fig. 11.19 - Conexão flangeada.
Fig. 11.20 - Alguns tipos,de elementos de união.
Fig. 11.21 - Tomada parcial de um circuito óleo-hidráulico demonstrando diversos tipos de singularidades.
27 10. EXEMPLOS DE CÁLCULOS
10.1. Cálculo da área da seção de um duto. I0.1.1. Calcular a área da seção de um duto de !Ocm de diâmetro. A=
2
D = 3, 1416 . 10 2 4 · 4
11 •
3,1416. 100 4
314,16=7854 , cm2 4
10.L2. Calcular a área da seção de um duto de 1.1/4" de diâmetro. = . . A= D = 1_!_ 4m 1,25 rn..
11 •
4
2
D = 3,1416. 1,25 2 4
3,1416. 1,5625 4
4.9088 A= = l,2272sqin
4
10.2. Cálculo do diâmetro interno do duto à partir da área. 10.2.1. Calcular o diâmetro do duto cuja secção possui uma área de 1,267 cm2
A = 1,267
10.3. Cálculo da área da seção e diâmetro interno do duto à partir da vazão. i.0.3.l. Calcular a área da seção e diâmetro interno do duto na pres.sâo, sucção e retomo de um sistema hidráulico, que terá uma vazão máxima de 6 litros por minuto.
Q = .Vmin = 6000 cm3/min
a) Na pressão, velocidade do fluxo recomendada vp = 27432 cm/min
_ 6000 A pressao = = 0,219 cm2 27432 0
pr
=
_ /4.0,219 -V~ -----t'---- -y3,1416
= ~ = 0,53 cm
adotamos o duto comercial superior mais próximo Dpr
=0,635 cm (1/4")
b) Na sucção, velocidade do fluxo recomendada Vs = 7315,2 cm/min _ 6000 A sucçao = 731502
=
0,82 cm-7
- =V~:.: - ~ =V~~ /4.o,s2 'V r-t,044 = 1,022 ( =- 3/8")
D sucçao
adotamos o duto comercial superior mais próximo Dsuc ~ 0,95 cm (3/8")
Manual de hidráulica básica
28
c) No retomo, velocidade do fluxo recomendado vr = 18288 cm/min
A retomo= D retomo
=-V 4 ' ~ ret.
6000 18288
_ - 0,328 cm 2
=J j ~~i~ ,
0
V0,418 = 0,646 cm("'- 1/4")
adotamos Dret = 0,635 cm (1/4")
10.3.2. Calcular a ãrea da secção e diâmetro interno de um duto na pressão, sucção e retomo de um sistema hidrãulico que terã uma vazão máxima de 60 litros por minuto.
Q = 60Q/min = 60dm3 /min.= 60000cm3 /min = 1000cm3 /seg a) na pressão, velocidade do fluxo recomendada Vp = 457,20cm/sec
~ A ~
'D
__ _ pressao -
1000 _ 2 , - 2 ,1 8 72cm 457 20
- -j4-Apres._j4,2,1872 pressao " 301416
Y2, 7848 = !,6688cm = 16,688mm
adotamos o duto comercial superior mais próximo Dpr = 19mm
b) Na sucção, velocidade do fluxo recomendado Vs = !21,92cm/sec ~. d 1.000 2 ~ Area a sucçao = ~ = 8,202lcm
__J4 .
A sue. _ / 4 • 8,2021 _...; _ _ -10,4432 - 3,2316cm- 32,316mm " - 'V 301416
D sucçao -
adotamos o duto comercial superior mais próximo Dsuc = 35mm.
c) No retomo, velocidade do fluxo recomendada vr = 304,SOcm/seg A D retomo
= vQ =
-
Area do retomo =
1.000 , 304 80
= 3,2808cm2
\!· 4 , A ret . V 4 . 3,2808.. _ y:;;;; 4,1773 1
11
•
301416
=
adotamos o duto_ comercial superior mais próximo Dret
=
21mm.
= 2,0438cm
= 20,438mm
29
Conhecimentos fundamentais 10.4. Determinação do tipo de escoamento.
10.4.1. Determinar o tipo de escoamento que está ocorrendo em uma linha de pressão de lSmm de diâmetro interno.
IR = v ~ D I velocidade recomendada na pressão= 457,20cm/seg; D= !Smm = !,Sem
v = 0,45 stokes ( adotado J R - 457,20. 1,5 - 1524 00 0,45 , ' Resposta: O escoamento é laminar pois o número de Reynolds está entre a faixa de O a 2.000. 10.4.2. Determinar o tipo de escoamento que está ocorrendo em uma linha de pressão de 22mm de diâmetro interno.
~
IR= v DI= velocidade recomend. na pressão= 457 ,20cm/seg D= !Smm = !,Sem
v = 0,45 stokes (adotado) R = 457,20 . 2,2 = 2 235 20 0,45 . ' Resposta: O escoamento é indeterminado pois o número de Reynolds está entre a faixa de 2.000 a 3.000. Poderemos ter uma perda de carga no sistema mais acentuada do que se o escoamento fosse laminar.· 10.4.3. Determinar o tipo de escoamento que está oconendo em uma linha de pressão de SSmm de diâmetro interno. IR-_v.vDI velocidade recomeu d. na pressão= 457,20cm / seg D= 55mm = 5,Scm
v = 0,45stokes {adotado) :. R =
457
55 ·~~~ • = 5.588,00
,
Resposta:O escoamento é turbulento pois o número de Reynolds está a,cima de 3.000. Teremos perda de carga elevada no sistema. 10.5. Cálculo de perda de carga de um sistema óleo-hidráulico. 10.5.1. Calcular a perda de carga de um sistema sabendo que: a) A vazão máxima é de 18,925 t/min (SGPM) b) A velocidade do fluxo do fluido na linha de pressão recomendada é: v ~ 457,20cm/seg (15 ft/sec)
Manual de hidráulica básica
30 e) Os tubos são curvados e a temperatura do fluido é variável.
d) O comprimento da canalização retilínea é de 1346 centúnetros e) São encontradas as seguintes sin~laridades no sistema:
e. l) 2 cotovelos de 90° raio longo e.2) 2 cotovelos de 90° raio curto e.3) 2 cotovelos de 45º· e.4) 4 curvas de 90º raio longo e.5) 2 "tes" da saída bilateral e.6) 1 registro de globo f) Válvulas RACINE usadas na linha de pressã_o.
f.I) 2 válvulas de controle direcional de l/4" f.2) 2 válvulas de seqüência de 3/8" f.3) 1 válvula de controle de vazão (vazão máxima 30 t/min) f.4) I válvula de retenção pilotada de 3/4" montada em placa g) O fluido utilizado é o óleo SAE- 10. Sabendo que o sistema deverá necessitar de uma pressão mín.ima de 160 bar ~ que a pressão máxima fornecida é de 210 bar, a que conclusão chegamos após o cálculo da perda de carga total do sistema?
Solução: -Determinação do diâmetro de acordo com a vazão e velocidade do óleo. Q = 18,925 t/min = 18925 cm3/min v = 457,2 cm/seg = 27432 cm/min _ 18925 _ A - 0,690 cm 2 27432 4, 0,690 \ / 0,878 '= 0,937 cm 3,1416 diâmetro adotado D = 0,9525cm (3/8") - Cálculo de "f'
\ f=
~\
a
_x = 90 ( de acordo com os dados fornecidos no item e
do problema)
v= 457,20cm/sec D= 0,952cm ·
v
=
0,5stokes (adotado)
R = 457,20. 0,952 = 870 966 0,5 ' está abaixo de 2.000, portanto, o escoamento é laminar e podemos continuar os cálculos sem modificar o diâmetro.
90 :. f = 870,966
O, 1033
Obs.: Adotamos v = 0,5 stokes a fim de obtermos o maior "f' possível, e por conseguinte, o maior .6.P possível, iSso.traduz-se em um fator de segurança no cálculo.
Conhecimentos fwulamentais
31
- Determinação de Ls. De acordo com a tabela da figura II.12.A, obtemos os dados abaixo:
COMPRIMENTO P/UNIDADE (em cm)
COMPRIMENTO EQUIVALENTE TOTAL (em cm)
SINGULARIDADE
QT.
Cotovelo 909 iaio longo
2
20
40
Cotovelo 90º raio curto
2
40
80
Cotovelo 450
2
20
40
Curva 900 raio longo
4
20
80
"te" de saída bilateral
2
80
160
Registro de globo
1
370
370 Ls
= 770 cm
- Determinação de L L=LJ+Ls ., · , L
=
L1
=
1346 cm
Ls
=
770 cm
1346 + 770
=
2116 cm
- Cálculo de llp
-
f
!e, ~
llp-f.D. 9266
= 0,1033
L = 2116 cm D = 0,9525 cm v
= 457,2 cm/seg
y = 881,1 Kg/m3 (P/o óleo SAE 10)
líp =
º'
1033
2116 x O,9525
x
457,2 2x881,l 9266 x 215915 = 21 , 125 bar
- Determinação da perda de carga localizada (dp) nas válvulas da linha de pressão . . Obs.: Esses dados foram obtidos através dos catálogos da RACINE.
VÁLVULA
QT.
PERDA DE CARGA PERDA DE TOTAL POR UNIDADE (bar) . (bar)
Controle direcional de 1/4"
2
3,55
7,10
Seqüência de 3 / 8"
2
2,84
5,68
Controladora de vazão (Q max. 8GPM)
1
3,55
3,55
Retenção pilotada 3/4" montada em placa
1
0,71
0,71
dp = 17,04 bar
Marwal de hidráulica básica
32
- Detenninação da perda de carga total no sistema tiPt
I
tiPt = liP + dp \ tiP = 21,125 bar dp = 17,04 bar tiPt = 21,125 + 17,04 = 38,165 bar
- Conclusão final: Sabendo que a pressão máxima fornecida ao sistema é de 210bat e que a perda de carga total é de 38,165bar, teremos a seguinte pressão disponível: P disp = P max - tiPt = 210 - 38,165 = 171.835bar
Ora, verificando a pressão disponível (171.835bar ), a pressão exigida pelo sistema { 160 bar) e supondo que não ocorra nenhum vazamento ocasionando perda de pressão nas jwições do circuito hidráulico, podemos dizer que o sistema funcionará satisfatoriamente. Observemos que este cálculo foi feito baseando-se no sistema por inteiro. O que se costuma fazer na prática, é seguir esse procedimento dividindo-o em várias partes, tantas quantos forem os atuadores do sistema, obtendo-se _assim, a perda até cada atuador de fonna a se saber se a pressão que chega no mesmo é suficiente.
A título de ilustração, salientamos que a perda de carga total l>Pt, é a perda de potência do siste:na calculada da seguinte maneira-. H.P.perd. =
tiPi(bar). Q( l/min) . {H.P.J 447,19
No problema: 38 •165 x 18 •925 = l 62H P H.P. per d · = 447.19 ' · ·
=
1036 ' 53Keal/h
Essa potência perdida transforma-se em calor, e vemos portanto, que a partir do cálculo de .APt poderemos dimensionar o troca dor de calor ( esse assunto será tratado 110 capítulo XV).
1
(
33
III - SIMBOWGIA
A seguir, relacionaremos os símbolos mais usados na representação óleo-hidráulica, de acordo com norma estabelecida pela J.I.C. (Joint Industry Conference) e adotada pela ANSI Y32.IO - 1967.
1. REPRESENTAÇÃO BÂSICA 1.1. Linhas
1.1.6. Junção de dutos
1.1.l. Cheia (eixos, dutos principais)
l.1.2. Traço longo (dutos piloto) 1.2. Círculos (bombas, motores) 1.1.3. Traço curto ( dreno, exaustão)
----------
1.1.4. Traço longo - traço curto (invólucro)
ººº
1.2 .1. Semicírculo (osciladores)
1.1.5. Cruzamento de dutos
-+ -t+ x
1.3. Triângulos (indicação de entrada ou saída de fluido em bombas, motores, osciladores) !
1
1 '
Manual de hidráulica básica
34 1.4. Seta ( direção de escoamento, ajuste regulável ou compensado)
1.6. Quadrados (dispositivos)
Obs.:No ajuste a seta encontra-se sempre a45°.
/! D 1. 7. Retângulos ( dispositivos)
1.4 .1. Exemplos de ajustes
D 2. DUTOS
2.1. Duto principal
2.2. Duto piloto
---------
1.4.2. Seta curta a 90º ( compensação de pressão)
2.3. Dreno ou exaustão
)(
-------------2.4. Direção do fluxo
...
..
2.5. Saída (orifício com conector) 1.4.3. Seta recurvada (sentido da rotação)
----~-~ 2.6. Restrito, fixo no duto
1.5. Traço com ponto (efeito ou causa de temperatura)
l
2.7. Duto flexível
e
''
Simbologia
35
2.8. Entrada ou saída vedada
X
3. RESERVATÔRIOS E ACUMULADORES
3.1. Reservatório livre
___ _J 2.9. Engate rápido 3.2. Reservatório pressurizado
2.9 .1. Sem retenção, ligado
)1( 2.9 .2. Sem retenção, desligado
3.3. Com duto acima do nível do fluido
2.9.3. Com duas retenções, ligado 3.4. Com duto abaixo do nível do fluido
2.9 .4. Com duas retenções, desligado
2.9 .5. Com uma retenção, ligado
3.5. Coletor ou distribuidor ventado
2.9.6. Com uma retenção, desligado
)1 2.10. Acoplamento giratório
3.6. Acumulador (símbolo básico)
Manual de hidráulica básica
36 3. 7. Acumulador a gás
3.8. Acumulador a mola
4.2.1. O meio aquecedor é líquido
4.2.2. O meio aquecedor é gasoso
3.9. Acumulador a peso 4 .3. Resfriador
4.3.1. O meio resfriador é líquido 4. CONDICIONADORES DO FLUIDO
4.1. Símbolo básico
4.3 .2. O meio resfriador é gasoso 4.2. Aquecedor
37
Simbologia
4.4. Conservador de temperatura
4.5.l. Separador com dreno manual
4.4.1. O meio conservador é líquido
1
4.5.2. Separador com dreno automático 1
4.4.2. O meio consenrador é gasoso
4.5.3. Filtro separador com dreno manual
4.5. Filtros 4,5.4. Filtro separador com dreno automático
5. ATUADORES LINEARES (CILINDROS)
5.1. Símbolo convencional
111------+-
Manual de hidráulica básica
38 5.2. De ação simples ou simples efeito
111-----
6. COMANDOS E CONTROLES
6.1. Mola
1 5.3. De dupla ação ou duplo efeito
1
I
\1------+--
5.4. Macaco hidráulico
6.2. Mauual
6.3. Botão
6.4. Alavauca
S.S. Ação simples com retomo por mola
vvvv IV"""~
6.5. Pedal
5.6. De dupla haste
6.6. Carne ou outro acionamento mecânico
5.7. Com amortecimento fixo de fim de curso
lb
6.7. Delel!le
1-+------+----
1 5.8. Com amorteci·mento regulável
em ambas as extremidades
1
~-1 1
6.8. Dispositivos el~tricos 6.8.1. Solenóide
39
Simbologia 6.12.2. Com sensor remoto
6.8.2. Motor
1
M
1
6.8.3. Motor reversível
1 1
M
1
6.13. Servo
6.9. Piloto Obs.: Os comandos poderão ser associados em sistemas OU, ou em sistemas E.
6.9.1. Por controle remoto
---~ "'"I......__ 6.9 .2. lntemo
6.9.3. Comando por piloto e centragem por mola
xtvl 1 1
- Solenóide ou piloto ou manual
faz o acionamento
b) Exemplo E
Mx
- Soleneóide
I
fazem o acionamento
piloto
1
6.10. Solenóide ou piloto
!
a) Exemplo OU
7
1
1 e) Exemplo E/OU
/
Solenóide e pilotoI ou faz o acionamento manual
6.11. Solenóide e piloto
1
7
1
1 6.12. Comando térmico 6.12.1. Com sensorlocal
1
7
1 ~'------
7. DISPOSITIVOS ROTATIVOS
7 .1. Símbolos básicos com entrada e saída
Manual de hidráulica básica
40
7 .2. Bomba hidráulica
7.2.2.4. Bidirecional com compensador de pressão
7.2.1. De deslocamento fixo \ 7.2.1.1. Unidirecional /
LÍ.J 7 .2.3. Exemplo: Conjunto motor-bomba com motor elétrico reversível, bomba bidire- · cional de deslocamento variável
e compensador de pressão
7.2.1.2. Bidirecional
7.3. Motor hidráulico 7.2.2. De deslocamento variável (com dreno)· 7.2.2.1. Unidirecional
7.3.1. De deslocamento fixo 7.3.1.1. Unidirecional
/
ÚJ 7.3.1.2. Bidirecional 7 .2.2.2. Bidirecional
/
úJ 7.2.2.3. Unidirecional com compensador
7.3 .2. De deslocamento variável
de pressão
7.3.2.1. Unidirecional
/
L.Ú
Simbologia
7.3.2.2. Bidirecional
41 7.6.2. Térmico
7.4. Conjunto moto-bomba 7.4.1. Operando em uma direção como bomba e na direção· oposta como motor
8. INSTRUMENTOS E ACESSÓRIOS 8.1. Indicadores e Registros 8.1.1. Manômetro
7.4.2. Operando em uma direção como bomba ou como motor
8.1.2. Termômetro
7.4.3. Operando em ambas direções como bomba ou motor
8.1.3. Medidores de vazão
8.2. Sensores 8.2.1. Ventnri
7.6. Motores 7.6.1. Elétrico 8.2.2. Injetor
Manual de hidráulica básica
42
9.5. Entrada e saída bloqueadas na posição indicada
83. Acessórios 8.3.1. Pressostato
A
A
B
~
[tIIJ
p
p
T
9.6. Entrada e saída abertas na posição indicada
8.3 .2. Silenciador
A
B
P
T
~ 8.3 .3. Limitador
Obs.: Por convenção denominamos de "P" O duto da bomba, de "T" o duto do
tanque e de "A~' e "B" os dutos do( s) atuador( es). 9. 7. Válvula de controle direcional de duas vias 9.7.1. Abertura e fechamento manual
9. VÂLVULAS DE CONTROLE DIRECIONAL 9.7.2. Com dispositivo de acionamento
9 .1. Envelope para uma posição
D
9.7.2.1. Manual com retomo por mola
9 .2. Envelope para duas posições
rn
9.7 .2.2. Com solenóide com retomo por mola A
9.3. Envelope para três posições
B
1 9.4. Entrada e saída para válvula de 4 vias
p
A
P T
p
A B
B
p
9.7.3. Válvula de retenção 9.7 .3.1. Retenção simples
T
·--1 1
11
Simbologia
4.'!
9.7.3.2. Retenção pilotada para a abertura
~
9 .9. Válvula de controle direcional de 4 vias 9.9.1. De duas posições
:1 'I
(
1
1 9.7.3.3. Retenção pilotada para o fechamento
-----i@---1
P
T
9.9.2. De três posições
A B
9.7.3.4. Retenção dnpla com fluxo unidirecional
p
T
9.10. Tipos de centros usados nas válvulas de 4 vias e 3 posições 9.7.3.S. Retenção dupla com fluxo em dois sentidos
9.7.3.6. Sistema de distribuição cônt controle de' vazão
(:] [8J [51 [8] [E] [8 [9] D] [S] [HJ [S [PJ
[a [)
~
9.8. Válvula de controle direcional de três vias 9.8.1. De duas posições
A B
~\rll/fN' p
9.8.2. De três posições A
P T
li
1O. VÁLVULAS DE CONTROLE DE PRESSÃO 10.1. Válvula de alívio
Manual de hidráulica básica
44
l
11. VÂLVULADE CONTROLE DE VAZÃO
10.2. Válvula de seqüência
11.1. Controle de vazão fixo
-- -
1
L _ _j ou
'1 1
11.2. Controle de vazão variável
:
10.3. Vãlvula redutora de pressão
-3 1
L _
11.3. Vazão variável com compensadores de pressão e temperatura
_j
10.4. Vâlvula de descarga
1t
1O.5. Válvula de contra balanço
11.4. Vazão variável com derivação (sistema "'bypass")
,-'
1 ou
l
1
Fluidos hidráulicos
45
IV - FLUIDOS IHDRÁULICOS
O equipamento hidráulico, como já vimos, possui um custo elevado. Dessa forma, justifica-se o fato de querer obter-se deles o máximo rendimento com um mínimo de manutenção.
'
1
Um dos principais fatores que se deve levar em consideração para que se estabeleça um bom rendimento e pouca manutenção, é a escolha correta do fluído hidráulico a ser utilizado. Portanto, o fluido hidráulico deve satisfazer, principahnente, a duas finalidades básicas: a) Transmitir com eficiência a potência que lhe é fornecida; b) I.,ubrificar, satisfatoriamente, os componentes internos do sistema.
Quanto à trarismissão de potência, se o fluido hidráulico é líquido, teremos uma compressibilidade que varia de 0,5 a 2% a cada 70bar (1015 psi), de acordo com o tipo de fluido uiilizado e temperatura de trabalho. Podemos dizer. então, que o fluido é, praticamente, incompressível e que transmitirá, satisfatoriamente, a potência que a ele é fornecida.
Quanto à lubrificação, estudaremos adiante a viscosidade do fluido para um perfeito efeito lubrificante. Dentre os fluidos utilizados em sistemas óleo-hidráulicos, Podemos destacar os seguintes tipos: - óleo mineral; - fluidos resistentes ao fogo, entre eles: - fosfatos de ésteres;
- cloridratos de hldrocarbonos; - água glicóis ou glicóis de água; - água em óleo. Estudaremos a seguir esses diversos tipos de fluidos.
l. O ÔLEO MINERAL Quando nos referimos a "óleo-hidráulico", nonnahnente subentende-se que, estamos falando sobre óleo mineral. O óleo mineral, aplicado em sistemas óleo-hidráulicos, é o óleo derivado do petróleo através de um cuidadoso processo de refmamento, que consiste em separar os diversos derivados do ouro negro. O óleo deve possuir uma série de qualidades, algumas inerentes e outras que são adicionadas (aditivos), a fim de que seja assegurada uma boa performance ao sistema hidráulico.
1
Manual de hidráulica básica
46 l. l. As qualidades 1.1.1. Viscosidade
A viscosidade de um fluido qualquer, é a medida da resistência que ele oferece ao escoamento, assim como, a sua capacidade de evitar o contato "metal com metal" e efetuar uma boa lubrificação. Poderíamos exemplificar dizendo que, a viscosidade seria a "grossura" do óleo. Quando a viscosidade aumenta, aumenta a resistência ao escoamento. Essa relação causa grandes
problemas na sucção do óleo para o sistema. Dessa forma, a RACINE confeccionou uma tabela onde mostra a qual viscosidade cada equipamento seu poderá trabalhar.
BOMBA
VISCOSIDADE MINIMA DE OPERAÇÃO
VISCOSIDADE VISCOSIDADE VISCOSIDADE MÁXIMA (IDEAL DE MÁXIMA DE P/INÍCIO OPERAÇÃO) OPERAÇÃO DE OPERAÇÃO
FA;RA;K
80SSU lScSt
125-250SSU 26-54cSt
1.000SSU 216cSt
4.000SSU 864cSt
Q; Q-6; B; S; T; SV-10; 20, 25
IOOSSU 2lcSt
150-250SSU 32-54cSt
1.000SSU 216cSt
4,000SSU 864cSt
SV40 E 80
lSOSSU 32cSt
200-JOOSSU 43-65cSt
l.OOOSSU 216cSt
4.000SSU 464cSt
Pistões radiais
60SSU !OcSt
100-250SSU 21-54cSt
300SSU 65cSt
750SSU 162cSt
Pistões axiais
60SSU lücSt
80-200SSU 1643cSt
300SSU 65cSt
3.000SSU 648cSt
Engrenagens
40SSU ScSt
I00-250SSU 21-54cSt
l.OOOSSU 216cSt
4.000SSU 864cSt
Motor hidráulico
80SSU lScSt
125-250SSU 26-54cSt
l.OOOSSU 216cSt
4.000SSU 864cSt
Válvulas e
Boosters
De uma maneira geral, satisfeita a condição da bomba, a viscosida· de também será satisfeita para as válvulas e boosters.
Fig. lV.1 - Tabela de viscosidades recomendadas para equipamentos RACINE. (SSU - Segundos Saybolt Universal)
(cSt - Centstokes)
Podemos notar que, quanto mais viscoso for o óleo, mais difícil se tornará sua sucção através da bomba.
Em contraposição, se a viscosidade do óleo for muito baixa, o desgaste das superfícies metálicas em contato será muito maior, pois, a lubrificação será deficiente e os "picos" das superfícies em questão, irão se tocar mais freqüentemente (ver fig. 11.12.). Existem várias maneiras de se medir a· viscosidade do óleo através de diferentes tipos de viscosímetros. A mais conhecida delas, que foi adotada pela ASTM (American Society for Testing Materiais), é a Segundos Saybo!t Universal (SSU). Na figura IV.2., vemos como essa medida é feita.
-------------------------------
-----------------------------.,,.
Fluidos hidráulicos
47
Recipiente bom condutor de calo1
Termômetro
Espelho térmico 1
1
Líquido
-.:..~,-r- deconservador temperatura Orifício calibrado
(,j) 1,75mm x comp. 12,25 mm)
60ml - - • 1
-
Recipiente graduado
Fig. IV.2 - Viscosímetro de Saybolt
A medida de viscosidades SSU de um óleo é o tempo, em segunCris, que 60ml do óleo levam para escoar através de um orifício determinado, a uma temperatura constante de 38ºC (lüüºF). Assim como existe a SSU, existem as medidas Stokc (S t), Centistoke (cS) que é igual a um centésimo do Stoke, há Graus Engler (ºE), etc. A seguir, fornecemos uma tabela de conversão de unidades de viscosidade.
j,
.Manual de hidráulica básica
48
CENTSTDKES
cSt
SEGUNDOS SEGUNDOS REDWDDD SAYBOLT SAYBOLT NP 1 AMERICANO OCIDENTAL UNIVERSAL FURDL STANDARD
STANDARD
REDWDDD
NP 2
ENGLER
ssu
-
-
2
2,91
2
4,25 5,8
2 4 4
200
8,6 10
4 4
13,0 15,7
4 4
18,5
4
20,9
4
27
4
32,0
5
7,5
40,6
-
1,32
-
1.42
200
55
-
49
60 70
-
54
-
1,49
-
-
63 71
-
1,57 1, 71
-
1,84
-
80
-
1,98
-
89
-
2, 1
110
-
2,4
134
2,7
220
-
270
-
4,8
360 530 700
-
6,1
5
300
80 90 100 125 175 200 250
300
400
5
300
600
300
195
6
-
-
300
5 5
-
150
300
174
33 40
800
45
6
400
900 1650
6
400
2400
100
3800 5000 6500 8500
150
400
6
400 400
6 6
400
6
1900
-
-
45
54
1450
-
-
5
1100
-
-
ti()
5
360 525 825
-
-
200
37,5
86 130
-
200
43,5
5
32,2 36,2
35 40 45
-
65
-
30
75
200 250 300
155 177
800 1500 2100
140
3,0 3,5 4,2
8,5 11
145
12
260
21
400
28
3400 4500
560
42
950
6000 7500
1300
60 70
1600
85
Fig. IV ,3 - Tabela de conversão de unidades de medida da viscosidade.
Para converter SSU em viscosidade absoluta: !'_ = 2 20 p
'
X
10- 3
T -
l,SO T
µ - viscosidade absoluta, poises
onde
p -
massa específica g/cm3
T -
tempo de vazamento (SSU)
{
Temperatura ambiente. A viscosidade de um óleo varia com a temperatura; é evidente, portanto, que é necessário ter-se um controle de temperatura adequado para evitar que a viscosidade ultrapasse os limites mínimos e
máximos recomendados pelo fabricante do equipamento hidráulico. Os equipamentos RACINE admitem, de acordo com o tipo do óleo que está sendo usado, uma temperatura máxima de 65°C (ver fig. IY.4.). Em sistemas em que essa temperatura é ultrapassada, torna-se necessária a utilização.de
trocador de calor (resfriador). Por outro lado, em sistemas muito frios (caso de câmaras frigoríficas), são utilizados aquecedores para que o óleo seja mantido a uma temperatura satisfatória, (quando estudarmCE "Trocadores de Calor", veremos o procedimento de cálculo).
fluidos hidráulicos
49
1 .1.1.1. Índice de viscosidade (IV) O índice de viscosidade é a medida que estabelece a variação da viscosidade do óleo de acordo com a variação da temperatura. Ele é de grande importância quando o sistema hidráulico 'não possui um controle adequado de temperatura ou quando está sujeito a grande variação na escala termométrica.
Um óleo possui um índice. de viscosidade alto quando possui uma pequena variação de viscosidade com a temperatura. Há muitos anos at~ás, a ASTM resolveu estabelecer "IV= O" para um óleo derivado de petróleo extraido no Golfo do Mexico e "IV= 100", para outro da Pensilvânia. Hoje, com o descobrimento de novos poços, podemos encontrar óleos com "IV" abaixo de O e "N" acima de 100. Na seqüência, fornecemos uma tabela de vários tipos de óleos recomendados pela RACINE, na utilização de seus equipamentos.
VISCOSIDADE
32 ssu "'' 150
46cSt 217 ssu
65 cSt 315SSU
asoc)
SISTEMA Ml;OtO (35º A 5QOCJ
SISTEMA QUENTE (50oC A 65oC)
Hyspin AW532
Hysp1n AWS46
Hy1pin AWS 68
ESSO
Teresso 32
Tereno 46
Tereuo 68
SHELL
Tellus 32
Tellus 46
Tellus 68
DTE 24 (ISO VG 321
DTE 26 (ISO VG 681
USO VG 681
MARCA
SISTEMA (Até
CASTROL
MOBIL OIL TEXACO
FRIO
Rendo Oil HD 32
VALVGb+NE
ETC Oil Light (ISO 321
PROMAX BARDAHL
Maxlub !ISO VG 32)
DTE 26
Rendo Oif HD 46
Rando Oil HO 68
ETC Oit N9 10 (ISO 46)
ETC Oil Mediun (ISO 68)
Maxtub MA 15 USO VG 461
Maxlub-MA 28 (ISO VG 68)
PETROBRÁS
Lubrax lnd. IHR·43EP)
Lubra,c lnd. (HR-48EP)
Lubrax lnd. (HR·56 EPJ
IPIRANGA
lpitur AW 32
lpitur AW 46
tpitu. AW 68
RENOLUB IFUCHSJ
Renolin 85
Renolin 810
Renolin 815
RENOLUB (FUCHS)
Renolin MR 5
Renolin MR 10
Renolin MR 15
HOUGHTON
Hidr0-drive ( tHP 32.C.A.l\ Ideal Oil-C
ATLANTIC
Hidr0-drive ((HP 46)( Ideal Oil-D
Hidro-drive ( HP 68) Ideal Oil-F
Fig. IV.4 - Ôleos minerais recomendados pela RACINE
1.1.2. Anti-emulsificação Um óleo que dizemos ser anti-emulsionável é aquele que tem grande capacidade de separar-se da água. O óleo hidráulico deve possuir essa característica e não pode perdê-la com o uso. A água se introduz no sistema hidráulico ahavés da condensação, vazamentos em trocadores de calor, ou ainda, de ar umedecido. 1.1.3. Número de neuttalização É a medida de acidêz do óleo ou em casos mais raros, da alcalinidade. Uma mudança do número de neutralização indica a formação de substâncias prejudiciais ao sistema hidráulico. Essa acidêz causa a corrosão dos metais e ataca os elementos de vedação do sistema quando se torna exageradamente grande. A maioria dos distribuidores de óleo mineral, admitem uma variação de, no máximo, 0,5% do número de neutralização. O número mínimo é de 1 grama de hidróxido de potássio para um litro de óleo, também denominado TAN (total acid number).
-..: ! '
Manual de hidráulica básica
50 1.1.4. Ponto de Anilina (P.A.)
É a temperatura na qual o óleo e anilina, em solução bifásica, assumem uma única coloração, formando uma solução única. Valores abaixo de 200°F (93,3°C) são considerados baixos, e acima, altos. Um óleo com baixo "P.A.", possui uma ação solvente na borracha. Se usarmos elementos de vedação indicados para baixo "P.A." e trabalharmos com um óleo de "P.A.". elevado, os elementos de vedação se tornarão duros e quebradiços. Se ocorrer o inverso, as vedações tornar-se-ão macias e de fácil dissolução.
1.1.5. Aditivos Para se melhorar as características do óleo, costumamos introduzir aditivos que irão preservar .o sistema hidráulico de outros tipos de "ataques". São eles: 1.1.5.1. Antioxidação: A oxidação é a reação químjca {lue ocÜrre entre o óleo e o oxigénio, porduzindo ácido e borra. Temperaturas elevadas e impurezas, agem como catalizadores e aceleram essa reação. 1.1.5.2. Antiespumante
1
Quando ocorre problemas de vedação, falta de óleo em um sistema hidráulico etc., ocorre a formação de bolhas de ar, originando a espuma. A espuma irá provocar, tanto a cavitação da bomba, assim como, um ciclo de trabalho defeituoso, já que o ar é altamente compressível. Quando introduzimos ao óleo um aditivo antiespumante, fazemos com que a sua desaeração seja feita mais rapidamente.
:.1
· 1.1.5.3. Antidesgastante É o que chamamos "a nova geração de fluidos". São aditivos que, somados ao óleo, fazem co1n que seja reduzido o desgaste em bombas, motores e outros equipamentos quando se está trabalhando em condições adversas. Esses fluidos são, geralmente, recomendados no trabalho em que temos a aplicação de bombas de palhetas grrando a grandes velocidades.
1.1.5.4. Detergentes O óleo deve sempre estar livre de sujeira, borra, tinta e partículas abrasivas, pois do contrário, reduziremos a vida útil do sistema. Assim sendo, devemos cuidar de filtrar bem o óleo, assim como, introduzir magnetos no sistema, para reter as partículas ferrosas. As partículas _maiores irão se depositar no fundo do reservatório. Aditivos detergentes não são recomendados em sistemas óleohidráulicos, pois dissolveriam mais ainda as impurezas, tornando difícil sua filtragem, o que, portanto, iria criar mais problemas do que propriamente _resolvê-los.
2. FLUIDOS RESISTENTES AO FOGO Como vimos anteriormente, 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 consideração quando esse fluido é utilizado. Entre elas podemos incluir: - Aumento do desgaste do equipamento quando da utilização de base aquosa; - Deterioração de pinturas (internas no reservatório) vedações, metais e isolantes térmicos; - Redução de.viscosidade através do uso normal; - Separação da base aquosa através das partes móveis dos componentes do sistema.
11
Fluid~s hidráulicos
51
Não podemos dizer que os fluidos resistentes ao fogo são inflamáveis. O que ocorre na realidade é que eles não propagam o fogo, por exemplo, se em dois tonéis distinto~, um contendo óleo mineral e outro um fluido resistente ao fogo, introduzimos pela metade uma barra de aço incandescente, no tonel em que temos óleo mineral, o fogo irá se propagar enquanto que, no outro, ele se localizará apenas na regíão em que foi introduzida a barra 2.1. Os sintéticos 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 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). Os fosfatos de ésteres e cloridratos de hidrocarbonos requerem elementos de vedação especiais, tais como o "Viton A", desenvolvido pela Du Pont. O "Viton A" é compatível com a grande maioria dos fluidos hidráulicos, inclusive com o próprio óleo mineral. A tabela da fig. IV.5. nos mostra como podemos utilizar o "Viton A" ou o "Buna N".
VEDAÇÃO
ÓLEO MINERAL
EMULSÕES
GLICÕIS
SINTÊTICOS
BUNA "N"
s
s
NK
VITON "A"
s
s
s s
s
S = utilização satisfatória N.R. = utilização não recomendada Fig. IV.5 - Tabela de utilização das vedações.
É importante obseivarmos que, quando trabalhando 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 costuma-se usar aditivos que suavizam, porém, não resolvem o problema. 2.2. Água_glicóis As soluções de água glicóis vêm, geralmente, na mistura de 25· 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 operação do fluido deve ser limitada a SOºC 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 do água glicol é bem menor do que a do óleo mineral ou do fluido sintético. A água adicionada ao sistema deve ser destilada e deionizada 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, cádmib, manganês e outros, não podem estar presentes no sistema.
Manual de hidráulica básica
52
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 25µ no filtro para evitar problemas de sucção.
2.3. Emulsões de água em 6leo 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 mallia 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.
2.4. Sumário A seguir fornecemos duas tabelas. A primeira, que demonstra as recomendações da RACINE na utilização de seus equipamentos com fluidos resistentes a fogo (fig. IV.6) e a última, que indica fabricantes desses tipos de fluidos ( fig. IV. 7).
I' SINTÉTICOS
GLICÓIS
EMUIBÓES
Palhetas
A
A
A
Palhetas série SV
A
e
e
Pistões radiais
A
Pistões axiais
A
NR NR
NR NR
Engrenagens
e
e
e
TIPO DE BOMBA
A = aceitável NR = não recomendável C = consulte a RACINE Fig. IV.6 - Fluidos resistentes ao fogo e bombas RACINE.
Fluidos hidráulicos
53
M.S.
=
mistura de óleo mineral+ sintético
SINTÉTICO F.E. ~ fosfato de Ester FABRICANTE
MONSANTO
NOME
CHEVRON
3sºc
ssua soºc
SSUa
SSU a 100°c
GRAVIDADE ESPECÍFICA
Pydraul 30 E
F.E.
150
96
42
1,17
Pydraul 50 E
F.E.
231
137
46
1, 15
Pydraul 65 E
F.E.
312
178
50_
1,14
Pydraul 90 E
F.E.
415
222
52
1,16
Pydraul 230 C
M.S.
215
137
49
1,04
e
M.S.
309
186
54
1,01
Pyrogard 51
F.E.
90
64
36,5
1,20
Pyrogard 53
F.E.
220
128
42,5
1,16
Pyrogard 55
F.E.
450
230
49,04
1, 16
Chevron FR fluid 8
F.E.
151
94
40
1,16
Chevron FR fluid 10
F.E.
223
125
42,5
1,13
Chevron FR fluid 13
F.E.
327
175
45
1,13
Chevron FR fluid 20
F.E.
596
280
47,7
1,13
Pydraul 312
MOBILOIL
TIPO
DO FLUIDO
ÁGUA GLICÓIS NOME DO FLUIDO
%DE
SSU a
SSUa
SSUa
GRAVIDADE
ÁGUA
3sºc
soºc
100°c
ESPECÍFICA
Santosafe W/G 15
42
150
128
78
1,07
Santosafe W/G 30
42
295
183
107
1,07
Nyvac 200
42
200
143
96
1,08
Safety fluid 80
40
206
142
93
1,09
Safety fluid 300
40
314
221
144
1,09
Ucon 150 CP
42
150
112
78
1,07
UNION
Ucon 200CP
42
200
142
95.
1,07
CARBIDE
Ucon 275 CP
42
276
192
124
1,08
Ucon 300 CP
35
300
220
150
1,08
FABRICANTE
MONSANTO MOBIL OIL TEXACO
Manual de hidráulica básica
54 EMULSÕES DE ÁGUA EM ÓLEO NOME DO FLUIDO
%DE ÁGUA
SSUa
SSUa
SSU a
FABRICANTE:·
3sºc
soºc
100°c
GRAVIDADE ESPECÍFICA
MOBILOIL
PyrogardD
40
440
280
225
0,92
Irns 905
38
4]1
270
160
0,92
Hydrafluid
40
384
255
152
0,93
SHELL TEXACO
.
Fig. IV. 7 - Fluidos resistentes ao fogo e seus fabncantes.
3. A HORA DA TROCA. PROCEDIMENTOS Não podemos dizer que existe uma hora exata para a troca do fluido hidráulico. Quando se tratar de fluido resistente ao fogo, consulte o fabricante do equipamento hidráulico.
Com relação ao óleo mineral, teoricamente, em um ciclo de trabalho Jeve, faríamos a troca após 4.000 horas de uso, caso coritrário, para ciclo de trabalho pesado, 2.000 horas. Na prática, entretanto, isso não se verifica, pois de à~ordo com o ciclo de trabalho muitos aditivos introduzidos no óleo são perdidos na evaporação ou d~ixam de atender as características a que foram determina.dos. Ainda podemos ter a possibilidaM de estarmos trabalhando com o sistema hidráulico em locais de alta contaminação, seja ela cori9~iva, alcalina, úmida ou saturada de poeira ( neste caso, a troca dos elementos filtrantes deveria--Set mais acentuada). Vemos, então que, de maneira geral, não existe uma regra fixa para o moment9- ~la'troca, porém, podemos estabelecer algumas normas que poderiam ser seguidas de acordo com dive·.;s.qs fatores, como por exemplo: - 1.500 a 2.000 hot:.SJ para ciclos de trabalho leve, sem contaminação; - 1.000 a 1.500 horás/para ciclos de trabalho leve, com contaminação, ou ciclos de trabalho pesado, sem conta~~ção; - 500 a 1.000 horas, ,pára ciclos de trabalho pesado, com contaminação. Outro item important~-:.~.ser considerado é a quantidade de óleo a ser trocada. Quando se tratar de um grande volume de bleP~- é preferível se optar por uma filtragem mais acui:ada e observando-se as condições acima, introduzíinCisos novos aditivos por 3 a 4 vezes antes de efetuar a troca propriamente dita. · Finalizando, procuri': sampre utilizar o óleo rec.~wendado pelo fabricante do equipamento hidráulico. Nunca misture. ê;ii.f-erentes marcas de óleo, pÇliS_ os aditivos e inibidores de um, podem não combinar com os do outrç~--Armazene o óleo a ser utíiizã.do em latas limp.as, fechadas e longe da poeira. M_arque todas as lat~s·_pFlfa evitar enganos: No in(>men!o da troca, drene o óleo usado de ambos os lados do cilindro; drene "6:'ó1eo do tanque; limpe o re~e~atório com um jato de alta pressão de óleo diesel e seque-o com ·panos secos até ficar limpo (não !)se estopa!); se houver filtro de sucção, retire e limpe-o; coloque um novo:_êiemento filtrante no ftl.tro de ret.orno, encha ·o reservatório com o óleo novo; dê a partida na máquina e faça o óleo circular d-a bomba diretamente par:,i Q._tanque durante 20 minutos; preencha o sistema com o óleo novo e. termin-e_de ericheir o reservatório; fàça_ o óleo circular através de todo o circuito,. -sem carga, durante 30 minutos; instale um novo eleffiento filtrante no filtro de retorno e pode coineçar a operàr a máquina.
1 1
N.A. Informações adicionais St>bre óleo mineral e fluidos resistent"es ao fogo, p_ódem ser obtidas junto à RACINE através dos boletins técnicos TPSP/3 (Óleo Mineral) é TPSP/4 (Utilização de Fluidos Resistentes ao Fogo).
1
i'
55
Reservatón·os e acessórios
V - RESERVATÔRIOS E ACESSÔRIOS 1
1
Um reservatório hi.Óráulico possui várias funções. A mais evidente delas é como depósito do fluido a ser utilizado no sistema Outras funções importantes são, a ajuda que ele fornece ao sistema no resfriamento do fluido e a precipitação das impurezas.
1. AS FUNÇÕES DO RESERVATÔRIO 1.1. Armazenamento. de óleo O fluido utilizado 'e.~ um sistema hidráulico deve ser armazenado de tal forma que ele nunca seja insuficiente ou excessivo. O reseivatório, portanto, deve suprir tantO,_àis ne_cessidades mínimas com máximas do sistema Vej'amos o caso de um cilindro de haste simples, eWo, diâmetro àahaste'Seja metade do diâmetro dd.pt(rt.ãó. Quando estendermos o cilindro, obviaJ:!1~n1:_e.,iremos precisar de um volume de fluido bem mai4?r do que aquele que usaremos para retornà.r o cilindro. Haverá, portanto, uma flutuação cohstante' dÓ·nível de fluido e o reservatório deverá ser dimensiortado de tal forma que, essa flutuação, não altere as condições de operação do sistema. 1.1.1. Dimensionaménto Uma regra prática de dimensionamento de reservatório é fazer·se com que o seu volume ·seja igual ou maior a três veze.s a vazão da(s) bomba(s) que alimenta(m) o sistema. Por exemplo, seja tini sistema hidráulico qualquer que possua uma bomba que fornece uma fazão de 22,71Q/min (6 galões por minuto), o volume mínimo desse reservatório deverá ser de: 22, 71 x 3 = 6ll;l3 litros (18 galões). Essa regra entretanto, nem sempre pode ser aplicada, pois em sistemas mais complexos, com muitos cilindros e linh;is de transmissões grandes, devemos estudá.los como se fossem um "caso particular", levando sempre em consideração que não podemos ter nem fluidó a menoS ou a mais. 1.1.2. Regra da altura do ftltro de sucção Se o· ftltro de _sticção não estiver completamente submerso no fluido, introduziremos uma grande quantidade de át sistema (Fig. V.!). Se, entretanto, o ftltro estiver mergulhado a uma altura muito pequena, poderetilos ter a formação de vórtice (redemoinho) na sucção, o que também acarretará a entrada de (Fig. V.2).
no :ar
,:
'' 1
i
Manual de hidráulica básica
56
Fig. V.1 - Filtro acima do nível d? fluido_.
Fig. V.2 - Formação de vórtice.
Algumas normas recomendam que a cota mínima "h" do nível do fluido ao filtro seja de 76,2mm (3 polegadas) (ver fig. V.3). A extinta J.I.C. formulou como cota mínima, uma vez e meia o diâmetro do duto de sucção; por exemplo, se o duto de sucção é de 76,2mm, a cota "h" deverá ser de 114,3mm. Como segurança, adotamos o critério que nos forneça a maior cota. Salientamos ainda, que a cota h 1 deve ser de no mínimo 50mm, a Ílffi de que as impurezas precipitadas no fundo do reservatório, não venham a entupir a parte inferior do filtro de sucção.
Duto de
sucção
-......---.
Respiro
.......... Nível do fluido
ídtro
Fig. V.3 - Regra da altura do fluido.
.
''' Reservatórios e acessórios
57
Caso seja impossível se observar uma dessas duas condições da 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. Respiro
I
Duto de
sucção
-----.
Nível mínimo
·.= :. . . .· ·.. ··,..
.- ... -..
.·.··· . .-
.·..
Chicana horizontal
Filtro Fig. V.4 - Chicana horizontal.
1.2. 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, i.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 (ver fig. V.5). pois o calor é transmitido de um corpo mais quente para outro mais frio. O corpo mais quente, nesse caso, é o fluido, e o mais frio, o ar.
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AR
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Radiação
Fluido
Condução
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Fig. V.5 - Transmissão de calor no reservatório.
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11
Manual de hidráulica básica
58
Um fator importante a ser levado em consideração é de nunca se colocar o duto de retorno próximo do duto de sucção, pois o fluido que retorna ao reservatório volta imediatamente para o circuito hidráulico, sem efetuar a troca de calor. Como conseqüência, teremos um sistema superaquecido e em pouco tempo o equipamento entrará em pane. ··
Um artifício muito. usado e normalizado pela NFPA, é a introdução de uma chicàna vertical, que obriga a circulação do fluido (fig. V.6). Quando do retorno fluido, o mesmo é obrigado a percorrer por duas vezes o comprimento do reseivatório para chegar ao duto de sucção. Ao percorrer todo esse caminho, o calor contido no fluido vai se dissipando da forma como vimos anteriormente.
Chicana
Duto de
/retorno
Duto de
sucção 1
11
Fig. V.6 - Chicana vertical.
Dependendo da necessjdade, introduzimos um maior número de chicanas verticais para forçar mais a circulação do fluido (ver fig. V.7), aumentando a troca do calor pelo fenômeno da convecção. Quando não conseguimos uma boa troca de calor e redução de temperatura a um nível satisfatório, devemos usar um trocador de calor.
1
"
Fig. V. 7 - Chicanas para circulação do fluido.
59
Reservatórios e acessórios 1.3. Precipitação de impurezas
Quando o fluido retorna para o reservatório, sua velocidade pode decrescer de 304,BOcm/s (lOft/s) até um valor bem baixo. Dessa maneira, se torna fácil a precipitação das impurezas no fundo do tanque (fig. V.8). Essas impurezas precipitadas formam uma espécie de borra que seria um meio termo entre o pixe asfáltico e um óleo sujo de alta viscosidade. Para efetuarmos essa limpeza no momento da troca do fluido, devemos nos munir de um jato de óleo diesel a alta pressão e panos limpos (ver o item que trata sobre a hora da troca do fluido no cap. IV).
Duto de dreno
Precipitação
Fig. V.8 - Circulação do fluido e precipitação de impurezas.
1.4. Circulação interna de ar Todo reservatório hidráulico deve possuir um respiro na base superior (fig. V.4.). Quando succionamos fluido para o sistema, o nível decresce e aquele espaço antes ocupado pelo fluido, deve ser ocupàdo 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 cohdição opost~, i.é, quando ocorre o retomo do fluido ao reservatório, o nível elevar-se-á novamente e teremos que desocupar algum espaço para que isso ocorra pois, do contrário, teríamos \UJ;ia.çontrapressão na linha de retorno. Em outras palavras, a pressão interna .do reservatório deverá . Ser sempre igual a pressão atmosférica, excetuando-se, evidentemente, o caso de termos um reser.:~·á.tórí:Ô pressurizado. - Esse espaço deve ser ocupado ou desocupado pelo ar atmosférico, e assim fica eyidente a -;'~tilizaçã<;> do respiro. U111 outro fator importante a ser levado em conta é o fato de que, o fluido quando retorna ao ·.,:re·seÍvatório pode absorver ar, devido a movimentação da superfície livre, que deve ser eliminado para . que· sejam eyitados problemas na sucção ( ver item referente no capítulo IV). Essa desaeração só pode ser feita através do escape do ar contido nas bolhas de espuma, e esse escape é feito pelo respiro.
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Manual de hidráulica básica
60 2. CONSTRUÇÃO DO RESERVATÕRIO
De acordo com norma NFP A, vários caminhos devem ser seguidos para a construção do reservatório. Quanto a sua capacidade, já vimos que deve comportar um volume tal que, poderia suprir o sistema durante 3 minutos sem que houvesse retomo do fluido (3 vezes a vazão da bomba). A base do reservatório dêve ter o fundo suportado por quatro pés de no mínimo l 50mm ( 6pol) de altura, para facilitar a sua remoção, drenagem, troca de calor com o ambiente. Os pés devem possuir furos para facilitar a fixação do tanque ao solo. No interior do reservatório deve existir uma chicana vertical para assegurar a circulação do óleo, e se necessário, uma outra chicana horizontal para se evitar a formação do vórtice. Nas laterais menores, devem 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, tais como, motor elétrico, bomba, válvulas, manifolds, painéis, etc.; para tanto, costuma~se colocar um prato metálico com as perfurações adequadas para a montagem do equipamento (ver fig.V.9). Essa tampa deve ser soldada perlmentralmente às paredes do reservatório. Todos os dutos que venham 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 SOmm (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. O reservatório deve ser pintado interna e externamente para se evitar a oxidação. No caso de fluidos sensíveis ao fogo, consulte o fabricante para saber que tipo de tinta pode ser utilizada.
Duto de Duto de sucção
Respiro
Flange com vedação
Dreno do tanque
Tampa de inspeção
Fig. V.9 - Vista "explodida" de uma unidade hidráulica.
Reservatórios e acessórios
61
Fig. V.10 - Exemplo de unidade hidráulica.
3. ACFSSÔRIOS Ao reservatório, podem ser adicionados uma série de acessórios que auxiliam no trabalho do sistema 3.1. Bocal de enchimento Quando colocamos fluido no reservatório, nos servimos de um bocal, que é chamado "bocal de enchimento". Essa peça pode vir acompanhada de um filtro de tela, com abertura entre as malhas de, aproximadamente, 20()µ (0,2mm). A função desse filtro é evitar que qualquer objeto sólido entre no reseIVatório, pois caso o sistema não tenha filtro de sucção ou foi retirado o filtro, esse objeto será succionado pela bomba, danificando-a de forma irreparável.
DE TOPO
LATERAL
Fig. V.11-Tipos de bocais de enchimento.
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Manual de hidráulica básica
62 3.2. Respiro
O respiro deve ter a forma de um capacete que impeça a precipitação de impurezas sobre a tomada de ar. No interior do respiro existe um sistema que ftltra o ar que entra no reservatório em um "bypass" (passagem em paralelo), que permite a livre saída do ar no interior do tanque. Reservatórios de grande capacidade necessitam vários respiras, para que seja mantida a pressão atmosférica no interior. A nor!fia NFPA, dita que o filtro do respiro deve ter uma malha de no mínimo 40µ (0,04mm) e que o elemento filtrante deve estar protegido contra danos físicos.
Fig. V.12 - Respiro normalizado.
3.3. Indicadores de nível Os indicadores de nível de fluido, em número geralmente de 2, devem estar localizados de tal forma que indiquem o nível núnimo e máximo de fluido no reservatório. O traço indicador do mínimo, deve estar a 75mm da extremidade inferior do indicador de nível; e o traço indicador do máximo nível, a 75mm da extremidade superior. Para o visor, recomenda-se o uso de vidro pirex, que resiste melhor a variações de temperatura. Pode ser incluído no visor um termômetro que efetua a leitura da temperatura do fluido. Existe em disponibilidade comercial esse tipo de indicador de nível com termômetro acoplado.
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Fig. V.13 - Indicadores de nível de fluido.
Reservatórios e acessórios
63
3.4. 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.
1
Fig. V.14 - Magnetos.
4. CONSIDERAÇÕES FINAIS
Veremos mais adiante, no capítulo de bombas, a utilização de reservatórios elevados ou pressurizados.
Filtros
65
. VI - FILTROS
O fluido hidráulico, como vimos, deve estar sempre livre de impurezas, pois do contrário encurtamos a vida útil do sistema hidráulico. A função do filtro é livrar o fluido dessas impurezas para assegurar o bom funcionamento do circuito. Existem dois tipos de filtros:
- o filtro químico e - o ftltro mecânico O filtro químico é utilizado em raras ocasiões, quando se requer uma limpeza absoluta do fluido. Como sabemos, o óleo mineral pode tornar-se ácido, alcalino, etc. O filtro químico nada mais é do que um reator que anula o efeito ácido ou básico do óleo, transformando a substância nociva em água e cloreto de sódio, efetuando, a seguir, a separação destes últimos, deixando passar, apenas, óleo mineral puro. O ftltro mecânico é aquele em que nos deteremos mais, pois sua aplicação é decisiva e obrigatória, em todos sistemas hidráulicos.
1. PRINClPIO DA FILTRAGEM MECÂNICA
0
® Fig. VI.l - Filtragem única e filtragem em série.
Manual de hidráulica básica
66
O filtro mecânico é constituído de uma série de "malhas" ou poros. Chamamos de "mesh" e quantidade de malhas existentes por polegada linear do fütro. A figura Vl.l, mostra o princípio de funcionamento do filtro. Na figura ''a" temos um filtro comum, que retém as partículas maiores e deixa passar as menores. Na "b", uma filtragem sucessiva em que a abertura dos poros vai diminuindo e vai retendo partículas cada vez menores, até efetuar a filtragem total ou pelo menos, quase total do fluido. Em ambos os casos, vemos que existem poros em que houve um acúmulo de impurezas, quando a grande maioria dos poros estiver dessa forma, o filtro estará entupido e deverá ser limpo ou trocado.
No princípio do entupimento, se o filtro for de sucção, a bomba ·succionará uma quantidade de fluido menor do que aquela requerida e terá sua vida útil abreviada em virtude da cavitação. Existem vários tamanhos de filtros, cada qual para uma determinada vazão máxima. Caso a vazão requerida pelo sistema não comporte a utilização de 1 filtro apenas, podemos associar outros filtros em paralelo para resolver esse problema. Veja por exemplo a figura VI.2; o sistema precisa de 75 .Q,/min de vazão. Suponhamos que o filtro que admita a maior vazão seja um filtro de 30 9, min. Dessa forma, associamos dois filtros de 30 ,Q, /min e um de 20 ,Q, /min em paralelo capacitando a passagem de uma vazão de 80 ,Q, /min máxima. Observe que, dimensionamos 5 ,Q, /min a mais do que o necessário, pois, como vimos, as impurezas vão entupindo, gradualmente, o filtro e se dimensioª namos o valor exato da vazão, após pouco tempo de uso temos que limpar ou trocar o ftltro.
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30 ,Q,/min
30t/min
209,/min
Fig. Vl.2 - Filtros em paralelo.
O que se costuma fazer na prática, é se escolher um filtro que permita uma vazão máxima igual a três vezes a vazão da bomba. Esse tamanho de filtro assegura wn bom tempo de uso sem ser necessária troca ou limpeza. É comum se encontrar filtros que possuam incorporado uma válvula de r~tenção simples em bypass (em paralelo). Essa válvula, como mostra a figura VI.3, abre uma passagem livre para o fluido
Filtros
67
uma vez que é atingida a pressão de abertura quando bloqueado o filtro. O fluido vence a pressão da mola e passa livremente. Esse tipo de válvula é igualmente utilizada em filtros de retorno. Em realidade, essa válvula de retenção atua como proteção para evitar o colapso do elemento, o que representaria um dano maior ao s.istema do que não se filtrar o fluido.
•
Sentido do fluxo
Anel dl' fiXa(.·5o du mola 1, '
Mola de
65 PSI
Fig_ VL3 - VáJvu_la de rcten\·Jo silnples usada em filtros como "bypass".
Alguns fluidos contém um indicador de contaminação que indica quando se deve fazer a troca do elemento filtrante. Se a pressão necessária para abrir a mola for de 1 bar, quando o manômetro estiver marcando 0,9bardevem os efetuar a troca do elemento filtrante. Nfo podemos nos esquecer, também, da regra da altura do filtro, ( veja Cap. V).
11
Fig. VI.4 - "a" filtro de sucção simples; "b" filtro de sucção com válvula de retenção simples incorporada cm bypass.
Existem diversos tipos de filtros mecânicos: filtro de linha de pressão, filtro de sucção e ftltro de retorno.
Manual de hidráulica básica
68 1.1. Filtro de linha de pressão
Como o próprio nome diz, ele é montado na linha de pressão do sistema. É utilizado, geralmente, quando se necessita uma perfeita limpeza do fluido a ser introduzido em determinado componente do sistema. A esse tipo de filtro, também pode ser incorporada uma válvula de retenção simples em bypass, funcionando como válvula de ·proteção. A figura VI.S, mostra que, em um sentido, o fluido é obrigado a passar pelo elemento filtrante (intercambiável) até que este esteja bloqueado ocasionando a abertura da válvula pelo acionamento da mola menor.
Prato
Válvula
M11la
Elemento filtrante
Fig. VI.5 - Ftltro em linha.
Esse tipo de filtro é geralmente utilizado quando se deseja fazer uma filtragem mais perfeita do fluido, a fim de se prolongar o máximo possível a vida útil de um detenninado componente do sistema,de alto custo de aquisição. 1
1.2. Filtro de sucção Se encontra instalado no reservatório, abaixo d.o nível do fluido (ver fig. V.9). Sua função é impedir que corpos sólidos de maior tamanho sejam succionados pela bomba, danificando,a"'total· mente. As malhas desse ftltro devem ser maiores do 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 {O, 149mm-med ida adotada pela Racine e normalizada pela NFPA).
1.3. Filtro de retorno Esse filtro é o responsável pela filtragem de todo o fluido que retorna ao tanque, carregado de impurezas que foram absorvidas no ciclo de trabalho. Geralmente apresenta·se na forma de um "T" e é constituído, basicamente, de três partes: a caneca, o elemento filtrante e o corpo superior, onde se encontra a válvula de retenção simples operando como uma válvula protetora do elemento filtrante. O fluido que entra é obrigado a. passar pelo elemento filtrante confeccionado a partir de um papel poroso especial de 10µ de abertura de poro (vemos, portanto, que a filtragem é muito boa). Quando o elemento filtrante vai ficando contaminado , a pressão vai aumentando até chegar a 1,0bar, quando aciona a mola da válvula em bypass. Dessa forma, é sempre interessante termos um manômetro de leitura "O a· lübar, colocado antes da válvula, como mostra a figura VI.6, pois sabemos que chegou a hora de trocar o elemento filtrante quando esse manômetro estiver registrando l.Obar.
1
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Filtros
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Caneca
Elemento filtrante
Fig. VI.6 - Filtro de retorno tipo "T".
2. EXEMPLO DE APLICAÇÃO
A figura VI. 7, mostra um exemplo de aplicação de filtros.
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Fig. VI. 7 - Aplicação de filtros.
Manual de hidráulica básica
70
O filtro "!" é um filtro de sucção de 149µ (!OOmesh) com uma válvula de retenção simples incorporada em "bypass" Sua função é evitar que, corpos de maior tamanho, sejàm succionados pela bomba. O filtro "2" está montado em linha e é de 80µ aproximadamente. Sua função é idêntica a do filtro "3" - também 1nontado em linha - ié, ambos asseguram que o fluido que vai para os cilindros "A" e "B" esteja limpo de impurezas. O filtro "3" difere do "2", pois este último filtra o fluido que entra em ambos os lados do cilindro "B", enquanto que, o primeiro filtra apenas o fluido que sai, em uma das tomadas do cilindro "A". O filtro "4" é o de retomo, semelhante àquele da fig. VI.6. Sua abertura é de 10µ, para garantir uma melh-oi: limpeza do fluido que retorna ao reservatório.
Finalizando, o filtro "5", trata-se de um tipo igual àquele do bocal de enchimento, visto no item que fala sobre "Acessórios do Reservatório", no Capítulo V.
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1
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3. CONSIDERAÇÕES FINAIS
3.1. O choque hidráulico por descompressão Existem dois tipos de choques hidráulicos: por compressão e por descompressão. Falaremos sobre o primeiro quando estudarmos bombas. Ocasionamos um choque hidráulico pOr descompressão, quando abrimos repentinamente o retorno de um fluido que esteja sobre pressão em determinada parte do sistema hidráulico. Esse tipo de choque poderá afetar diretamente o filtro de retorno, danificando totalmente o elemento filtrante. Existem casos até que, o choque é tão grande, que expulsa a caneca do corpo do filtro, espanando a rosca que serve como elemento de fixação. 3.2. Vazões Excessivas
Se o filtro de sucção tiver uma vazão nominal menor que a vazão do sistema, iremos prejudicar a bomba. Se o mesmo ocorrer com o filtro de retomo, ·tomo conseqüência teremos o colapso do ele~ menta filtrante. Isso fará com que a filtragem já não átinja os objetivos, pois, haverá passagem direta no filtro, e ainda, como agravante, poderíamos ter pedaços de papel indo parar no reseivatório e bloqueando o filtro de sucção ou mesmo até, sendo succionados pela bomba. Podemos adotar como regra de que o filtro de sucção deve deixar passar uma vazão igual ou maior a três vezes a(s) vazão(ões) nominal(is) da(s) bomba(s) do sistema; e o ftltro de retorno, uma vazão igual ou maior a três vezes a vazão máxima "do sistema" (ver vazão induzida em cilindros no capítulo que segue). 3 .3. Vibrações no sistema Um sistema hidrãulico mal balanceado provoca vibrações mecânicas. Essas vibrações podem, também, desintegrar o papel do elemento filtrante, assim como, determinar a falência de todas as vedações. 3 .4. Magnetos Mergulliados no fluido contido no reservatório os magnetos não deixam de ser um tipo especial de filtro. Como vimos no capítulo anterior, o desgaste excessivo do equipamento hidráulico provoca a formação de limalhas. Às vezes, essas limalhas são menores do que 10µ e passam pelo filtro de retomo, porém, ficam retidas no magneto.
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1
Filtros
71
3.5. A hora da troca Em um sistema hidráulico novo, após 50 horas de uso, os filtros devem ser retirados e limpos, ou trocados. Após 500 horas, repetir novamente essa operação, para realizá-la, novamente, após 1000 horas, sob condições normais de trabalho, nunca excedendo a 2000 horas. Para serviços mais pesados, estabeleça uma escala de troca de 500 horas ou 90 dias. Toda a vez que entre esses intervalos for efetuada a troca do fluido, é recomendável fazer-se, também, uma inspeção dos elemenÍos filtrantes. 3.6. Determinação do tipo de filtragem Em realidade, não existe uma regra fixa para a aplicação de determinado tipo de filtro em qualquer sistema hidráulico. A utilização desse equipamento depende de diversos fatores que devem ser considerados e que variam de sistema para sistema Deve-se levar em conta, por exemplo, que tipo de fluido está sendo utilizado, pois, um elemento filtrante bom para o óleo mineral, não necessariamente será bom para outro tipo de fluido que, de acordo com sua composição, poderá ou não atacar esse elemento. Outro fator importante é o grau de filtragem que se quer ou se deve ter no sistema. De a.::ordo com esse desejo, utilizam-se elementos filtrantes com abertura de malha ou poro indicada para o sistema. Não podemos esquecer também, as condições de trabalho a que o circuito está exposto, assim como, o grau de contaminação, seja ela líquida ou sólida, determinando, assim, o tipo ou tipos de ftltros a serem utilizados. Finalizando, procure sempre seguir as especificações do fabricante dos componentes do sistema, pois, dessa maneira, o equipamento irá desenvolver um trabalho satisfatório, conservando uma vida útil dentro da faixa requerida.
73
Cilindros
vn - CILINDROS
Relembrando o Capítulo I, o sistema hidráulico é subdividido em três outros subsistemas. Desses três, o que nos interessará no momento, é o sistema de aplicação onde encontramos os atuadores. O cilindro hidráulico é um atuador linear, i.é, o movimento e força que ele executa são transmitidos retilineamente.
Por se tratar de um atuador, a função básica de um cilindro hidráulico é transformar força, potência ou energia hidráulica em força, potênciª" ou energia mecânica.
O cilindro hidráulico é composto de diversas partes. A figura VII.1 define bem os diferentes elementos que, unidos, compõe esse equipamento.
Tampa do lado da haste
Vedações do êmbolo
Camisa do cilindro
! Mancai da haste e
Tomadas
retentor
Fig. VII.1 - Componentes do cilindro
Tampa do lado da cabeça
Manual de hidráulica básica
74
1
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!. TIPOS DE CILINDROS Dentre os diversos tipos de cilindros, podemos destacar dois principais:
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- de simples ação ou simples efeito
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- de dupla ação ou duplo efeito A seguir, poderíamos clru.sificar outros tipos com relação à construção como, os cilindros de haste dupla, telescópicos, posicionais e macacos hidráulicos ( tipo especial de simples efeito).
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""~ IV"vvvv
i - - - --
1
(b) - Simples ação com
(a) - Simples ação
retorno por mola
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11 -1
(d) - Dupla ação
( e) - Macaco hidráulico
(0 - Telescópio
(e) - Haste dupla
c:r::r:1 (g) - posicional
Fig. VII.2 - Tipos de cilindros
1.1. Cilindro de simples ação ou simples efeito O cilindro de simples ação ou simples efeito, é assim denominado em virtude de ter em um sentido, o movimento por efeito de pressão e vazão hidráulica e, no outro, por outro agente qualquer, que não o fluido hidráulico.
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11
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1,
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Cilindros
75 Tomada para o fluido
Mola
Vedação do pistão
Respiro
1
Guiada mola
1!
Mola
1
Vedação Respiro Vedação
Tomada para o fluido
Fig. Vll.3 - Cilindros de simples efeito com retorno por mola
Podemos observar na Fig. VIl.3 que ambos os cilindros possuem um movimento por pressão e vazão hidráulica e outro pela ação da mola. No cilindro acima, o movimento de ação do pistão é feito através da vazão e pressão exercida pelo fluido e o seu movimento de retorno é feito pela ação da mola. No cilindro abaixo ocorre o oposto. Nos dois, existe um respiro no lado da mola para a livre circulação do ar. Notamos que neste tipo de cilindro perdemos em força, pois, a mola, é uma reação ao movimento.
Na fig. Vll.4, temos dois cilindros de simples efeito com retorno ou avanço pela ação da gravidade. É o mais aplicado desse tipo de cilindro, pois toda a força originada pela aplicação de pressão do fluido é aproveitada.
1 1 1
11111
li
Carga
·~ li-- Fluido e....:
Carga
---'
11111 1,,,
/\?)J}jjJf~; .___ Fluido
Fig. VII.4 - Cilindros de simples ação com avanço ou retomo por gravidade
Manual de hidráulica básica
76
1:
1
1. 2. O macaco hidráulico
Pistão 1 5 cm2
Válvula 3
Válvula 1
5 Kgf/cm2 _
Válvula 2
Pistão 2 250 cm2
Pistão 1 5 cm2
'~25Kgf
Olindro~
Válvula 3 Válvula 1 5 Kgf/cm2
Válvula 2
I
i
Fig. Vll.5 - Princípio de macaco hidráulico
O macaco hidráulico é o típico equipamento que utiliza o princípio da alavanca (ver item 2 do Cap. ID, i.é, uma força menor aplicada em um cilindro de menor área, resulta em uma força maior efetuad_a por outro cilindro de área maior. Na figura "A" o cilindro "1" de área de pistão igual a 5 centímetros quadrados, é acionado para c.ima fechando a ·válvula "l" e abrindo a "2", succionando fluido do reservatório. A seguir, como mostra a figura "B", o cilindro "!" é empurrado para baixo com uma força de 25Kgf. Nesse momento, a válvula "2" é fechada automaticamente, ao mesmo tempo em que se abre a válvula "1 ". Essa força de 25 Kgf aplicada na área de 5 centúnetros quadrados do pistão"! ';_origina uma pressão, de 5Kgf/cm2 que aplicada à ãrea de 250 centímetros quadrados resulta em uma força de 1250Kgf. Durante a operação de força e levantamento do macaco hidráulico, a válvula 3 fica fechada para ser aberta quando efetuado o trabalho, proporcionando o retorno do fluido para o reservatório. 1
1.3. Cilindro de dupla ação ou duplo efeito Esse cilindro é assim denominado, pois, o movimento do pistão é feito através da entrada do fluido em qualquer uma das tomadas a uma determinada vazão e pressão.
1
1
1
Cilindros
77
_____ ..... I i
' 1 1
1
Fig. Vll.6 - Cihndro de duplo efeito 1
!
A fig. VIl.6, por si só, explica bem, o funcionamento do cilindro de dupla ação. 1.4. Cilindro de haste dupla Geralmente o cilindro de haste dupla é de duplo efeito, não querendo dizer que não possa ser de simples efeito. A figura a seguir, exemplifica bem, o funcionamento desse tipo de cilindro.
~---Fig. VII. 7 - Cilindro de haste dupla
O cilindro de haste dupla é, normalmente, utilizado quando se quer efetuar trabalho tanto no movimento de avanço como de retorno (fig. VII), ou ainda, quando se quer a mesma força e velocidade nestes mesmos movimentos para uma dada pressão e vazão do fluido, respectivamente.
Posição de
Posição de trabalho
trabalho
t Fig. VIl.8 - Aplicação de cilindro de haste dupla
Manual de hidráulica básica
78 l. S. Cilindro telescópico
Algumas vezes precisamos fazer com que o curso do cilindro seja grande e quando retraído, ocupe o menor espaço possível. Quando isso ocorre, lançamos mão do cilindro telescópico. Sua utilização é evidenciada em guindastes hidráulicos e outros equipamentos da linha mobile.
2. 0 estágio
0
t. 0 estágio
Tomada da aleta
~to)
3. estágio
Olhal
~·
"\.
\
\ 1 Fig. VII. 9 - Cilindro telescópico
1.6. Cilindro posicional A vantagem du cilindro posicional (ver des. "g" da fig. VII.2) é poder receber o fluido naquele caso em particular - de qualquer uma das tomadas, podendo, inclusive, receber fluido de duas tomadas consecutivas ou expelir fluido da mesma maneira.
2. VEDAÇÕES NOS CILINDROS
Em um cilindro hidráulico, temos, normalmente, duas câmaras trabalhando a pressões diferentes ( cilindro de duplo efeito), ou somente uma ( cilindro de simples efeito). Se não houver uma perfeita vedação entre essas câmaras ou mesmo entre o cilindro e o ambiente, teremos uma . perda de pressão e vazão muito grande que não permitirá o trabalho ideal do equipamento. Existem div_ersos tipos de vedação que variam de acordo com o tipo de trabalho que o cilindro executará, assim como, a pressão máxima que ele suportará. 2.1. Anéis de segmento Esse tipo de vedação também é comurnente encontrado nos pistões dos motores a explosão. Ê excelente para uma garantia de vida longa e aplicação de cargas instantâneas. Os anéis são em número de dois ou mais e são confeccionados a partir do ferro fundido. Devido ao baixo atrito que esse tipo de vedação proporciona, o rendimento do conjunto aumenta consideravelmente, principalmente, em cilindros de alta velocidade. Anéis de segmento
Pistão
Fig. Vll.10 - Vedação por anéis de segmento
1
0/indros
79
2.2. Anéis do tipo "O" ("O" Ring) A figura Vil.II nos mostra uma vedação simples, efetuada com anel de borracha . Esse sistema, porém, causa danos ao anel quando submetido a pressão, como os demonst rados na figura VIL 14. Dessa forma, utilizamos o sistema de vedação "backup " (lê-se "béc ap") que consiste do mesmo anel limitado por dois outros anéis de teflon ( ou outro material semelhante) que servem de encosto do "O Ring".
··o Ring"
"Backup "
Pistão
Fig. VII.11 -Anel "O" de borracha
Fig. VII.12 - Vedação tipo "Back-up "
(Buna N)
Anel de plástico
Fig. VII.13 - Anel de plástico
Camisa
~stão
Espaço vazio
Anel "o"
Fig. VIl.14 - Princípio do "Back-up "
Anéis de plástico
Manual de hidráulica básica
80
em conjunt o por um anel de Na figura Vll.13 vemos outro tipo de vedação no pistão que é feita ntos pela parte inferior do vazame contra veda teflon e outro de borrach a que faz o papel de "mola" e rasgo.
de vedação. Quando, Quando trabalhamos com um máximo de 105bar, usamos o primeiro tipo terceiro também é vantajoso, porém, essa faixa é ultrapassada, passamos para o segundo tipo. O atritos maiores conduzem a pois, praticamente não necessita de lubrificação e a ausência de um trabalho mais eficiente. · 2.3. Anéis em "V" São usados em grupo de 2, .4 São assim denominados, pois, a secção reta assemelha-se a um "V''. s de dupla ação, são utilizados ou 6 anéis, ·de acordo com a pressão de trabalho. No caso de cilindro os lábios dos anéis que recebem a dois jogos, um em cada lado do pistão. Como podemos notar, são existentes. Para se determinar o pressão. Esse conjunt o de vedação é considerado um dos mais macios
cada 35 a 50 bar, coloca-se um número de anéis a ser utilizado, estabelece-se uma regra de que, para anel, levando-se em conta, sempr~, um número mínimo de dois anéis.
1
Camisa
Adaptadores
1
li 1, !
1' 11
Pistão
Fig. VII.15 - Anéis cm ''V"
2.4. Anéis "U" e "Block V" originalmente de borrach a e Os anéis "U" são mais econômicos em relação ao tipo anterior. São
or. Como desvantagem, vida de fácil reposição, além de não necessitarem de qualquer tipo de adaptad mais curta que os anéis em "V". ão dos anéis Block V para Para sistema que trabalha com pressão elevad·a, recomenda-se a utilizaç se obter um melhor rendim ento do equipam ento.
Anéis Block V
Anéis V
/l /
r
Pistão
'
/
/
Fig. Vll.16 - Anéis de "V" e "Block V"
/
•
Cilindros
81
2.S. Anéis tipo "copo" Provavelmente, esse tipo de vedação foi um dos primeiros a ser utilizado. O material com que é feito o anel pode ser de borracha ou couro animal. Como trabalha em faixas de pressão mais baixas, sua utilização evidencia·se mais em cilindros pneumáticos.
Anel copo
Fig. Vll.17 - Vedação com anel copo
2.6. Anéis tipo "lábio" de dupla ação Borracha sintética é colada ao pistão e cargas laterais são evitadas pela adição de um prató guia. Semelhantemente a vedação anterior, como trabalha apenas em baixas pressões, recomenda·se seu uso na pneumática.
Prato guia
Anel colado ao pistão
Fig. Vll.18 - Anel lábio de dupla ação
2.7. Vedações da tampa no lado da haste Existem diversos tipos de vedações dessa natureza. A vedação "a" é de múltiplos "V", também denominadas de anéis chevron. O número de anéis a ser introduzido é igual àquele que vimos para o pistão. Ê sempre interessante se fazer uma pré-carga no cilindro ou utilizar molas para o assento dos anéis, a fim de assegurar uma perfeita vedação.
Manual de hidráulica básica
82
Flànge Enchimento
(b)
(e)
(a)
Back-up
(d)
(e)
Fig. VII.19 - Tipos de vedações da tampa do lado da haste
1
Na fig. "b" é o tipo "U'; utilizado em circuitos de baixa pressão ou pneumáticos. A "e" col).siste em um enchimento feito com material vedante. Deve-se apertar bem o flange para que esse material assegure uma boa vedação.
No tipo "d", podemos usar tanto um anel "O" como um anel quadrado. Devemos sempre utilizar anéis de apoio (backup) para evitarmos a extensão do anel. Finalmente, no "e", temos a vedação tipo chapéu, que pode ser feita com borracha ou couro animal. Deve traballiar somente em baixas pressões ou apenas em sistemas pneumáticos. 2.8. Observações finais sobre vedações Como vimos, as vedações podem ser de vários tipos de materiais. Quando utilizado fluido sintético, devemos utilizar vedações de compostos especiais. Em todo caso, é sempre interessante consultar o fabricante do equipamento e do fluido utilizado.
3. APLICAÇÕES A utilização de um cilindro hidráulico pode ser a mais variada possível. No maquinário podemos encontrá-lo comumente acionando prensas, guilhotinas, injetoras, sopradoras, extrusoras, máquinas operatrizes em geral, calandras, acionamento de fornos, guindastes, scrapers, escavadeiras e uma infinidade de outros equipamentos. A 'seguir, ilustrações de aplicações:
83
Cilindros
'/
Alavanca
Alavane2 2.0 tipo
1.0 tipo
Redutor de trancas
Alavanca 3.0 tipo
Multiplicação de velocidade
Movimento
Movimento rotativo,
horizontal paralêlo
Movimento
Empurrar
retilíneo em duas direções
ou puxar
Catraca
Movimento rotativo rápido, usando "sem-fins"
praticamente contínuo
o
Quatro posições distintas p/ dois cilindros
Joelho
I
Taramela
Fig. VII.20 - Aplicações p/cilindros
Movimento transferido para um ponto distante
Manual de hidráulica básica
84
4.CÁLCULOS Geralmente, o que mais nos interessa em um cilindro, é a força que ele pode fornecer, assim
como, a velocidade de traballio ou tempo de avanço e retorno. Basicamente, as fórmulas mais empregadas para o cálculo do cilindro são:
:
4) 1 V=%
1 OU I S
= V• t
I OU I
t =;
1
i
1
onde:
P = pressão F = força
Vt = volume total t = tempo
A= área Q = vazão
n = número de ciclos
v = velocidade
1r =
3,1416 ·
D= diâmetro
V= volume Vl = volume para estender o pistão
s = curso
V2 = volume para retrair o pistão Adotando o número 1 para simbolizar o avanço do pistão e o número 2 para simbolizar o retomo, das fórmulas acima podemos tirar: 1) 1 Ap = :~
1
e I Ac = :;
1
ou
F_l_=_P_l_._A_p~I e I F2 = P2 . Ac I
-1
onde 1r
·Dh 2
I Ac=Ap-AhllAp=~l l Ah=-4IDp=~
li
Dh=~
Obs.: Supondo que a pressão no avanço é igual no retorno (Pl = 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
1
85
Cilindros
· I
i I I i
Obs.: Supondo que a vazão para o avanço é igual a vazão para retorno (Ql essa vazão simplesmente por Q. 3) 1vi = I
ÜI ou I ti = : 1 1 ou
v2 = : 2
1
ou
I
t2 = : 2
1
Is=
ou
ti · vi
= Q2), simbolizamos
I
s = t2 • v2 /
I
4.1. Força, pressão e área
4.1.1. Exemplo de cálculo de força Problema:
i:
Calcular a força exercida no avanço e no retorno de um cilindro de 7,62cm (3") de diâmetro de pistão e 3,81 cm(] 1/2") de diâmetro de haste, sabendo que a pressão fornecida é de 210 bárias. FI =?
Solução:
F2 =?
Dp = 7,62cm
Dn = 3,8lcm
P = 210bar = 214,07 Kgf/cm2 Ap
• Dn' = 11~ = 45,60cm2
Ac
= Ap -
Fl
= P · Ap
F2
= P. Ac = 214,07 x 34,20 = 7321,2 Kgf
Ah =
11 •
Dn' = 11 40cm2 4 '
Ah = 34,20cm2 =
214,07 x 45,60
=
9761,6 Kgf
Como podemos observar, a força de retorno F2 é menor do que a força de avanço Fl. Isso explica-se devido ao fato de que, para uma mesma pressão temos uma área de pistão ( onde atuará a pressão no avanço) maior do que a área d~ coroa ( onde a mesma pressão atua no retomo).
A figura Vll.21 nos fornece uma boa idéia sobre a relação de áreas. Área da coroa
Ârea do pist.ão
Fig. VII.21 - Área do pistão, área da coroa
1
' 1
1
Manual de hidráulica básica
86
1 1:
2 Observemos também que, se a relação de área for 2:1, por exemplo, Ap -50cm e Ac -25cm2 a relação entre as forças para uma mesma pressão também será de 2:1, i.é, se Fl-3000kgf, F2 será igual a ! 500kgf. 4.1.2. Exemplo de cálculo de pressão
Problema: Calcular a pressão necessária para se obter uma força de 15 toneladas força no avanço de um cilindro de diâmetro de pistão igual a 10,16 centrímetros (4"). Soluçã():
P - ? Fl - !5tonf - 15000kgf Dp - lo ,16cm ...· Ap ·. p _ ~ .. Ap
1t,
0pZ 4
- 81,07 cm2
_ 15ooo _ 185 03kgf/ 2 - 181 51 bar 8107 ' cm ' '
4.1.3. Exemplo de cálculo de área de pistão, haste e coroa e diâmetro do pistão e da haste.
Problema: Para uma pressão de 2 lObar quero obter uma força de avanço de 30 toneladas força e outra de retomo de 23 toneladas.força:Calcule as áreas de pistão, haste e coroa e diâmetro de pistão e haste para que isso possa ocorrer. Solução:
P - 210bar - 214,07 Kgf/cm2 Fl - 30tonf - 30000kgf F2 - 23tonf - 23000kgf Ap,Ahe Ac-?
Dp,Dhe De-?
_ Fl _30000 _ 2 , Ap - p - 140,14 cm 214 07 Dp Ae
-J-4.Ap 1T
_ F2 P
_
~v/4.140,17 3 1416 '
_
1336 ' cm
23000 _ 107 44 cm2 214 07 ' '
Ah-Ap -Ac-5,145sqin Dh-'V .±,Ah'_ /4.107,44 -IJ,70cm 11 · :./ 3,1416 4.1.4. O que ocorre na prática O que geralmente acontece é que, a partir de uma força que precisamos, adotamos uma pressão igual a 70, 140 ou 210 batias (geralménte adotamos 70 ou 210 batias conforme a força que· necéssitamos) e, calculamos a área determinando o diâmetro. Uma vez calculado o diâmetro, procuramos o diâmetro comercial superior mais próximo e calculamos a nova pressão necessária (NP) a fnn de verificarmos se a bomba irá trabalhar folgada, i.é, não irá trabalhar sempre na pressão máxima. Caso o diâmetro de pistão calculado for maior do que 25,4cm (10 in), dividimos a força por dois ou três e como resultado usaremos dois ou três cilindros cuja soma das forças seíá igual àquela que necessitamos e. teremos uma economia maior adotando esse nrocesso_ levanilo-sP. ~mnTP. P.m r-nn1:.L
Cilindros
87
deração o espaço d.1sponível e a disposição da máquina na escolha dessa solução
Obs.: Para melhor compreensão das soluções dos problemas, tenha a mão um catálogo de cilindros da RACINE. Problema 1:
Calcular o cilindro de um tomo automático que tenha de ter uma força de avanço de 5000kgf e <.'utra de retomo de 2000kgf. Adotaroos P
Solução:
=70bar
=
71,36Kgf/cm2
Fl =5000kgf F2 =2000kgf Fl 5000 2· Ap =p = ii,36 = 70,07cm , Dp Ou, Dp
=
I~
=
1T
~e
(":4~73,1416
V89,22
=
9,45 cm
3-3/ 4in Ac =
F2
p
=
2000 71 ,36 = 28,03cm2 ; Ah = Ap - Ac = 70,07 - 28,03 = 42,04cm2 Dh-/±,Ah - / 4 · 42 ,04 1T 3,1416
=
V5353=731cm ' '
Obs.: Quanto menor f~r o diâmetro da haste, maior será a força de retomo, pois, aumentamos a área da coroa.
haste_
Adotaroos cilindro JIC da RACINE de 4in de diámetro de pistão e 2.1 /2in de diámetro de NDp = 4" = I0,16cm NDh = 2,5" = 6,35 cm 2 1T, NDp cm2 = 3,1416 . 10,16 2 = 81 ,07 NAp = 4 4 NAh =
1T,
NDh 2 4
3,1416 . 6,35 4
=
31,67 cm2
Nac = NAp - NAh = 81,07 - 31,67 = 49,40 cm2
' 1
NPl
NAp
8~~g~
F2 NAc
2000 49,40
_El_ =
NP2 =
= 61,68 Kgf/cm2 = 60,5 bar
=
40,49Kgf/cm2 = 39,72bar
Vemos, portanto, que com o cilindro adotado, a máxima pressão que pre,cisaremos será de 60,5 bar.
Problema 2:
Calcular o cilindro de uma prensa de chapas de 2,20cm de espessura, sabendo que a força necessária a prensagem será de 150 toneladas força.
Solução:
Adotaroos P
210bar = 214,07 Kgf/cm2
=
DpeDh=?
Fl
=
150tonf = 150000 Kgf
Ap
=
_..!'..': - 150000 = 700,71cm2 P -
D= /4,Ap P V 1T
214,07
= ! 4 . 7oo, 71 = V89217=2987cm V 3,1416 ' '
'
Manual de hidráulica básica
88
Como obtivemos um diâmetro de pistão um pouco acima de 25,4cm (!Oin) , dividiremos a força por dois. 150000 F'l = Fl = = 75000Kgf 2 2 . , F"l .. A p = p
75000 214 ,07
. , _J4 ,A'p _
-- D P -
TI
observe que A'p = ~p
= 350,35 cm2
/4 . 350,35 =--::--= ,, v'446,08 = 21,12cm (8,32 )
V 3 ,1416
-
Adotamos um diâmetro de pistão comercial superior ND'p = 25,4cm (10") . NA' =
..
p
_
_
F'l NA'p
- · NP -
2
ND'p 4
TI,
=
3,1416 , 25,4 2 = 506 70 cm24 '
75000 _ 2 _ ,?0' - 148,02 Kgf/cm - 145,20 bar 506
Vemos, portanto, que com os cilindros adotados, a máxima pressão que precisaremos será 145,20 bar.
4.2. Vazão velocidade, área, volume, tempo. 4.2.1. Exemplo de cálculo da vazão Problema 1:
Sabendo que para efetuar uma força de avanço de 6000kgf, precisamos de um cilindro de diâmetro de pistão igual a I0,16cm e uma força de retorno de 2000kgf. O cãlculo nos forneceu um diâmetro de haste igual a 3,81cm. Calcular as vazões necessárias para o avanço e retomo do cilindro, ,sabendo que o curso do mesmo é de 5ÜJn1;1 e o tempo de ida é de 3seg e retomo igual a l ,Sseg. Solução:
Dp = 10,16cm
Dh = 3,8lcm; s = SOOmm
ti = 3sec
t2 = l,Ssec
IQl = vi , Apl
e
IQ2 =
=
soem
Ql e Q2 = ?
v2, Ac
I
ou
~
2 e
[02
= ~
1
19 Método: \ vi = :
1
_] =
;º
Dp2
TI,
Ap= - 4 - =
~
16,67 cm/seg = 1000 cm/min
3,1416. 10,162
4
=
81 07 cm2
'
:. Ql = vi , Ap = 1000, 81,07 = 81.073,20 cm3/min = 81,07 R}min. v2
=
Ah=
s t2 =
TI,
50 --U
= 33,33 cm/seg = 2000 cm/min
Dh 2 = 3,1416 · 3,8! 2= 11,40 cm2 :. Ac
4
=
Ap-Ah=Sl,07-11,40 ~9,67cm2
4
.- . Q2 = v2 , Ac = 2000 . 69,67 = 139340cm3/min = 139,34 R)min
li
Cilindros
89
2!> Método:
VI = Áp . s = 81,07 . 50 = 4053,5 crn3 VI 4053 5 . QI = ti = ~-.'- = 1351,17 crn3/seg = 81070 crn3/mm = 81,07 Jl/min 3 V2 = Ac . s = 69,67 . 50 = 3483,5 crn3 3483,5 1,5
= 2322,33 cm3/seg
139340 cm3/mm = 139,40,ll/min
Problema 2:
Calcular a vazão necessãria para que um cilindro de 12,7cm de diãmetro de pistão e 7,62 cm de diãmetro de haste com um curso de 300mm faça 3 peças por minuto. DP = 12,7crn; Dh = 7,62cm; s = 300mm = 30cm
Solução:
n = 3pç/min Q = Vt. n =? IVt=Vl +v2l
jVl=Ap.sl
e
IV2=Ac.si
3,141!. 12,7 ~ 126,68 cm2
2
Ap=~ 4
VI = Ap. s = 126,68. 30 = 3800,31 cm3 Ah=
1T,
Dh2 =
4
3,1416 • 7 ,62 4
2
= 45,60 cm2 ; Ac=Apc-Ah=l26,68-45,60=81,08crn2
V2 = Ac , s = 81,08 . 30 = 2432,4 cm3 Vt = VI + V2
=
3800,31 + 2432,4 = 6232,71 cm3
:. Q = Vt. n = 6232,71 , 3 = 18698,13 cm3/min = 18,698 .Jl /min
4.2.2. Exemplo de cllculo de velocidade e tempo Problema:
Sabendo que um cilindro de 17,78cm de -diãmetro de pist~o ê 8,89cm. de diãmetro de haste, recebe uma vazão de 113,55 Jl/min, calcular as velocidades e tempos de avanço e retorno. Dadc curso do cilindro igual a 400mm. Solução:
Dp = 17,78cm; s = 400mm
=
Dh = 8,89crn; Q = 113,55 Jl /min = 113550cm3/min
40cm; vi e v2 = ?
~. 1l,Dp2 ~ , Ap= 4
tlet2=? 3,1416 • 17,78 2 _ 248 ,29 crn2 4
--.
90
Manual de hidráulica básica
t1
~
v2 ~
113550 , 248 29
~
:. vi
v;
-
_g_ .
~
. 457,33 cm/mm
= 0,088min ~ 5,25
45~~33 Ah ~
,r ,
Ac'
i
Dh2 4
I!
seg
3,141\. 8,892
;] ~
62,07 cm2
Ac ~ Ap - Ah - 248,29 - 62,07 ~ 186,22 cm2 . " v2
113550 186 22 '
=
s v2
t2 =
=
609,76 cm/min
40 , = 0,066 min = 3,94 seg 609 76
=
4.2.3. Exemplo de cálculo de área e diâmetro Problema:
Sabendo que um cilindro de curso igual a 3 70mm leva 3 segundos para avaoçar e 2 segundos para retomar a partir de uma vazão fornecida de 102,20 t/min, calcular as áreas de pistão, coroa e haste, assim como, os respectivos diâmetros para que isso ocorra.
Solução:
s
=
370mm
~
37cm; ti
=
3sec; t2
~
2sec
Q ~ 102,20 t/min ~ 102200 cm3/min; Ap, Ah e Ac ~ ? ; Dp e Dh ~ ?
Ap
=
_g__ vi
vi
~
:
1
~
7 ~ - 12,33cm/seg
~ 740cm/min
i
1
,,i1
1
1022 ~ A = p 740
=
138 li cm2 '
Dp~/-4.Ap _ / 4. 138,11 3,1416 1T
1
=
13,26 cm
_q_
Ac
=
v2
= -
A _ c-
·,1,
v2 s
t2
37 2
= - - ~ 18,5cm/seg ~ lllOcm/min
102200 1110
=
92 ,07 cm2
Ah
=
Ap - Ac ~ 138,11 - 92,07
Dh
=
/4, Ah 1T
=
46,04 cm2
~ /4.46,04 ~ 7,66 cm 3,1416
Como pudemos observar até aqui, a velocidade de retorno é maior do que a velocidade de avanço e o tempo de retorno é menor do que o tempo de avanço. Isso se explica devido a que, para uma mesma vazão e curso, o volume de óleo a ser introduzido no avanço será bem maiór que o do retorno. Quando quizermos velocidades e tempos iguais no avanço e no retorno, lançamos mão ( corno já
vimos) do cilindro de haste dupla.
11
,.
Yl
Cilindros Dp
= 8,89cm
Ap = 62,07 cm2
v
Q
= 609,80. cm/min
= 37 ,85 IG/min = 37850 cm3/min
1
I
I
Fig. Vll.22 - Vazão, Ârea, Velocidade
Obseivamos também que, se tivermos uma relação de área 2:1, para uma mesma vazão, a relação entre as velocidade e tempos também será igual a 2:1 i.é, se vi = 300cm/min, teremos v2=600cm/min. e se ti = !Oseg teremos t2 = Sseg.
4.2.4. O que ocorre na prática O que geralmente temos na prática, pode perfeitamente ser enquadrado nos dois problemas que se seguem. Já temos o cilindro calculado à partir da força que necessitamos; calculamos, então, a vazão mínima que precisaremos para executar o trabalho. Em outras palavras, quando do cálculo do cilindro, determinamos a pressão em que a bomba irá trabalhar, para depois escolhermos a bomba ideal à partir do cálculo da vazão. Problema 1:
Calcular a vazão necessária para que um cilindro de uma máquina injetora, de curso igual a 400mm, 10,16cm de diâmetro e 6,35cm de haste, efetue a injeção de cinco peças por minuto. Solução:
s = 400mm = 40cm Dp = I0,16cm; Dh = 6,35cm; n = Spç/min Q =? Q
=
Vt. n
I Vt =VI+ V2
IVI=s,Apl Ap = ,r~Dp2
3,1416 ~ 10,]62 = 81 ,07 cm2
VI .,; 40 . 81,07 = 3242,93 cm3 V2=s,Ac Ah= ,r, Dh2 4 Ac
3,141\. 6,352 = 31,67 cm2
= Ap - Ah = 81,07 - 31,67 = 49,40 cm2
V2 = 40 . 49,40 = 1976,03 cm3 Q = (3242,93 + 1976,03) . 5 = 26094,8 cm3 /min :. Q
=
26,10,Q, /min
Manual de hidráulica básica
92
Se acaso não existir uma bomba que forneça exatamente 22,71!\/min escolhemos uma bomba de vazão maior e introduzimos uma válvula de controle de vazão no sistema (a RACINE possui a bomba PVQ-PNS0-06 ER que fornece exatamente 6GPM (22, 7 f/min) de vazão máxima a 1750rpm e 35 bar). Problema 2:
Calcular a vazão necessária para um cilindro de uma prensa hidráulica, de SOOmm de curso e diâmetro de pistão de 15,24cm e haste de S,08cm de forma que gaste 10 segundos para o avanço e 5 segundos para o retorno, perfazendo portanto um tempo total de 15 segundos (avanço+ retorno). Solução:
s
= SOOmrn = soem;
Dp = IS,24cm; Dh
= S,08cm
ti = !Osec; t2 = Ssec; Q = ?
Eí]= IVl=Ap.s
Vt = VI +V2 tT=tl+t2
=IO+S=!Ssec
I
Ap=1r.Dp"l 4
=
1T.
15,242 = 182 42=2 4 ,
VI = 182,42 . 50 = 9120,73 crn3 V2=Ac.sl Ah=
7f,
Dh2
4
5,082 = 20,27cm 2 4
7f.
Ac = Ap - Ah= 182,42 - 20,27 = 162,15 cm2 V2 = 162,15
X
50 = 8107,50 cm3
Vt = 9120,73 + 8107,50 = 17228,23 cm3 Q -
17228 23 15 ' - 1148 ,549cm 3/seg = 1,1491/seg= 68,911 / min
4.3. Sistema Regenerativo
Suponhamos que temos um cilindro nas condições do cilindro da figura abaixo. 20Kgf/cm2 1
Área 6cm2
Área 2 cm2
Fig. VII.23 - Princípio do sistema·regenerativo
Cilindros
93
_No duto "1" temos um fluido vindo da bomba, que se ramifica para os dutos "2,, e '"3" à pressao de 20 Kgf/cm2. Essa pressão atuando sobre a área do pistão, que é igual a 6cm2, nos fornecerá uma força de avanço Fl - 20 . 6 - 120Kgf. Da mesma forma, a pressão atuando sobre a área da coroa que é igual a Ac ;' Ap - Ah = 6 - 2 = 4cm2 nos. fornecerá uma força de retorno F2 = 20 , 4 = 80kgf. Vemos, portanto, que temos duas forças em sentidos contrários e assim sendo, teremos uma força resultante Fr = Fl - F2 = 40Kgf. Se existe uma força resultante cujo sentido é da esquerda para a direita, forçosamente o fluido contido na câmara "A" está sendo jogado para fora do cilindro, mas como pelo duto "l" temos fluido vindo da bomba e como o fluido sempre percorre o caminho mais fácil, todo o fluido da câmara "A" está seguindo para a câmara "B". Podemos, então, constatar que, no ponto de junção dos três dutos o fluido proveniente da câmara "A" soma-se àquele proveniente da bomba. Ora, se fornecemos ao cilindro a vazão proveniente da bomba e mais alguma outra _vazão, estaremos aumentando a sua velocidade, em comparação à veloéidade que teríamos se Só a bOmba fornecesse a vazão que o cilindro recebe no avanço. Se não houvesse uma mistura entre os fluidos provenientes da bomba e da câmara "A'\ teríamos algo semelhante ao demonstrado na figura abaixo.
t
---(1) =vazão proveniente da bomba (2) = vazão proveniente da câmara'' A"
Fig. VIl.24 - Ilustração d'? sistema regenerativo
Evidentemente, o sistema regenerativo não pode ser aplicado no retorno do cilindro (F2< Fl), em cilindros de haste dupla (Fl = F2 => Fr = O) e em cilindros de simples efeito. Em realidade, podemos observar na figura VIl.24. que
e que
~ ~
2
ou lvl=Q Ac
I ou I vi= Ql I Ap
sendo: Fr = força resultante P = pressão fornecida Ah = Área da haste Ap = Área do pistão
Ac = Área da coroa QB = Vazão da bomba Q2 = Vazão que sai da câmara "A" QI = QB + 02
Manual de hidráulica básica
94
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4.3.1. Exemplos de circuitos de sistema regenerativo
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Fig. VII.25 - Circuito regenerativo. Quando ligados os solenóides "Sl" e "S2", no avanço do cilindro, acionamos o sistema regenerativo
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Fig. VII.26 - Circuito regenerativo seqüencial. Quando a haste do cilindro encoSta na peça "1" a pressão aumenta e a válvula de seqüência "A" é acionada desligando o sistema regenerativo
Manual de hidráulica básica
96
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Fig. Vll.27 - Circuito regenerativo posicional. Em determinado ponto do curso do cilindro, a haste aciona o limitador L.S. que liga o solenoide "Sl ", que por sua vez, aciona a válvula correspondente, desligando o sistema regenerativo
11
Cilindros
97
4.3.2. Exemplo de cdlculo de um sistema ,ezeneratho Problema:
Sabendo que um cilindro que trabalha em sistema regenerativo, recebe óleo da bomba a uma vazão de 56,78 .Q/min pür minuto e pressão máxima de 82,72bar (84,32 Kgf/cm2), calcular a força resultante e a velocidade de avanço para um diâmetro de pistão igual a 20,32cm e diâmetro de haste igual a 12,7cm. Adotando um curso de 500mm, em quanto tempo o cilindro se estende rá? Faça a seguir, o cálculo da força, velocidade e tempo de avanço, uWizan do os mesmos dados acima e imaginando como se o sistema não fosse regenerativo. Estabeleça conclusões entre o primeiro e segundos casos. Solução:
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Dados, Q8 = 56, 78 t/min = 56780cm3/min P = 82,72 bar= 84,32 Kgf/cm2 Dp = 20,32cm-,. Ap =
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TI-
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Ac = 324,29 - 126,68 = 197,61 cm2 Ac = 197,61 cm2 s = 500mm = 50cm 1
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Manual de hidráulica básica
98 a.l) Cálculo da força resultante Fr Fr =Fl-F2 Fl = Ap • P - 324,29 . 84,32 - 27344,13 Kgf F2
=
Ac . P - 197,61 . 84,32
Fr
=
27344,13 - 16662,48 = 10681,65 Kgf
=
16662,48 Kgf
a.2) Cálculo da velocidade de avanço vi v=
I
~ 1 :. vi=~; (não temos 01)
vi = ~ (não temos 02)
'
OB
vi = Ah
01 = OB
+02
02 = 01 - OB
(temos OB)
=
56780 • 126 68
=
448,22 cm/min
3465 · ! · ··· 1964= 116 ' 43 mmm
•
a.3) Cálculo das vazões 01 e 02
Jo1
=
vi . Ap
i
01
=
448,22 . 324,29
02
=
vi . Ac
02
=
448,22 . 197,61 = 88572,75 cm3/min = 88,57 9,/min
=
145353,26 cm3/min
- Confirmação do cálculo, 101 = OB + 02J 01
=
56,78 + 88,57
=
145,359,/min (O.K.)
a.4) Cálculo do tempo de avanço ti
.s :. ti= vi ti=
~-5~º~= 0,1116min 448,22
ti= 6,7seg.
=
145,35 9, /min
Cilindros
99
b) Sistema não-regenerativo.
-
Ac
1
--Ap
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I
QB =15GPM
t
Para o r eservatóúo
b.1) Cálculo da força de avanço F 1
Já foi feito no item a.!, Fl = 27344,13 Kgf b.2) Cálculo da velocidade de avanço v'l v'l
QB
=
=
Ap
56780 324,29
175 ,09 cm/min
b.3) Cálculo do tempo de avanço t'l t'l =-sv'l t'l
=
=
50 175,09
0,2857 min
17,lseg
e) Conclusões entre o primeiro e segundo casos. Podemos observar que a força e tempo de avanço do sistema regenerativo são menores do que a força e tempo de avanço do sistema comum. Em contrapartida, a velocidade de avanço do primeiro caso é bem maior do que a do segundo, mesmo porque, para um mesmo curso, como vimos,o tempo de avanço é menor.
Concluímos, então, que o sistema regenerativo é excelente quando queremos aumentar a velocidade de avanço, e por conseguinte, diminuir 'a tempo de estendimento do cilindro. Porém, como desvantagem, apresenta uma redução da força de avanço (Fr ~ Fl).
5. CONSIDERAÇÕES FINAIS
Como conclusão deste capítulo, teceremos, a seguir, algumas considerações interessantes sobre cilindros hidráulicos. 5.1. Tipos de montagem
Existem diversas maneiras de fixar~se o cilindro. O que realmente importa é que sua fixação seja perfeita de modo que possamos aproveitar toda a energia fornecida pelo equipamento, ao mesmo tempo, evitando danos ao mesmo. A RACINE possui uma variedade muito grande· de tipos de fixação, podendo atender aos mais exigentes quesitos. A seguir daremos alguns desses tipos de fixação com os cilindros standar~s.
Manual de hidráulica básica
100 FLANGE QUADRADO TRASEIRO (NFPA MF6) - MI
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Cilindros FLANGE QUADRADO DIANTEIRO (NFPA MFS) - M2 _ _ __
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Manual de hidráulica básica
102 FLANGE RETANGULAR TRASEIRO (NFPA MF2) - M3 - - - -
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Manual de hidráulica básica
104
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1
Manual de hidráulica básica
116 5.2. As tomadas
Os diâmetros das tomadas de entrada e saída de fluido do cilindro devem ser sempre iguais ao diâmetro interno do duto que leva o fluido ao cilindro. Caso as tomadas forem menores, teremo:;°" uma perda de carga localizada muito grande o que resultará em perda de força do cilindro. Saliente-se, ainda que além de causar essa perda de carga, o fluido irá aqtÍecer-se sobremanei.ra pois em toda restrição, além da perda de carga, ternos também o aquecimento do fluido. 5.3. Amortecimento de princípio e fim de cnrso Quando fornecemos uma vazão elevada para um cilindro, suas velocidades de avanço e retorno também serã~ grandes. Como conseqüência,no momento em que o cilindro chega ao f~ de-curso (no avanço) ou no princípio de curso (no retorno), sentimos uma espécie de tranco ou baque que será tanto mais violento quanto mais elevada Jor a vazão. Devemos, sempre que possível, evitar ésse baque, pois trata-se de uma vibração violenta que afetará todo o maquinário onde o cilindro estiver aplicado. Para podermos evitar esse fenômeno, utilizamos um Cilindro com amortecimento de princípio e fim de curso, oú qualquer um dos dois em separado. O amortecimento pode ser fixo ou regulável. A figura VII.28 nos mostra um cilindro com amortecimentos reguláveis de princípio e fim de curso.
Válvula de
1
o Coxins (amortecedores)
Pistão
RECUANDO AINDA SEM AMORTECIMENTO
Tomada
Pistão
Tomada
o Válvula de agulha AMORTECENDO
Fig. VII.28 - Cilindro com amortecimento regulável de princípio e fim de curso
CT/indrQs
117
No amortecimento regulável existem as válvulas de controle de vazão, também denominadas de válvulas de agulha, incorporadas ao cilindro. A válvula de retenção abre quando o flu.ído é introduzido na tomada correspondente, a frm de que se inicie o movimento do pistão utilizando a área total disponível. Para velocidades acima de lOcm/seg já é recomendado o uso de amortecimento no cilindro. 5.4. Vazamentos internos Devemos cuidar sempre que os vazamentos internos no circuito hidráulico sejam mantidos a um nível mínimo, utilizando sempre a vedação correta, nunca excedendo a temperatura de trabalho recomendada pelo fabricante, além de utilizar o fluido recomendado. · A figura· VIl.29 nos mostra dois tipos de vazamentos internos. O primeiro, entre o pistão e a camisa do cilindro. Outro, entre o corpo e o carretel ( spool) da válvula de controle direcional. Como conseqüência desses vazame~tos podemos ter, tanto queda de pressão, como perda de velocidade no cilindro.
1
t,I 1: i
Fluido de vazamento no pistão
Tomadas da válvula para o cilindro
Vazamento no carretel
Fluido sob pressão Exaustão Fig. VII.29 - Vazamentos internos
5.5. Vazão induzida em um cilindro Quando fornecemos uma vazão qualquer a um cilindro hidráulico de duplo efeito, na tomada de saída do fluido teremos uma vazão que poderá ser maior ou menor do que aquela primeira.
-
-
Saída de fluido
Entrada de fluido
A
-
Saída de fluido
Entnda de fluido
---
(2)
(!)
Fig. VII.30 - Vazão indutjda em um cilindro
Marutal de hidráulica básica
118
Existem duas fonnas de. se calcular a vazão induzida Qi (Supomos um cilindro de haste simples e duplo efeito) 19 método: À partir das velocidades: - No avanço do cilindro
Qia = Vazão induzida no avanço
-No recuo
I Qir = v2 • Ap li
(Qir > QB)
1
Qir = Vazão induzida no retomo
2. 0 método: À partir da relação entre as áreas do pistão e coroa(r) -No avanço
-No.recuo
Qir= QB · r 11 (Qir> QB) Onde, QB = vazão fornecida pela bomba. 5.5.1. Exemplo de cálculo do t. 0 e 2. 0 métodos.
Problema: Suponhamos ter uma bomba que forneça 37,85 .Q,/min a um cilindro de 12,7 cm de diâmetro de pistão e 7,62cm de diâmetro de haste. Detenninar as vazões induzidas no avanço e retomo do cilindro. Solução: Q8 = 37,85 R-/min = 37850 cm 3 /min
Dp= 127 ,crn ...Ap= Dh
7,62-+- Ah
=
n.12,72 4
= 126,68 cm 2
rr. 7,622 4
= 45,60 cm2
=
Ac = Ap - Ah= 126,68-45,60 = .81,08 cm2
l
19 método:------ 1Qia = vi , Ac
~
vl = QB _ 37850 Ap 126,68 Qia
=
298, 78 cm/min
298,78, 81,08 = 24225,08 cm3/min
lQir =v2. Ap
vZ =
=
QB Ac
=
=
24,23 R-/min
I
37850 = 460,66 81,08
cm/min
Qlr = 460,66 • 126,68 = 58356,41 cm3/min - 58,36
9/mln
Qlindros
119
2.º método:
126,68 81,08 Qia
~
QB r
~ 1,562 : 1
- 37 ;35 - 1,563
~
24,239/min
Qir ~ QB , r ~ 37,85 , 1,563 ~ 58,36 R./min Observamos portanto que filtros, dutos de retorno e válvulas em geral que receberão fluido proveniente de cilindros, devem sempre ser dimensionados à partir da máxima vazão, i.é, a vazão induzida de retorno Oir, pois do contrário, estaremos criando uma "pressão induzida". Nos cilindros de haste dupla e duplo efeito, a vazão induzida é igual a vazão fornecida pela bomba.
5.6. Pressão induzida em um cilindro
Já vimos que a pressão é originada à partir da resistência a passagem do fluxo de fluido. Um duto ou ftltro de retorno mal dimensionado, ou qualquer outra resistência à saída de fluido do cilindro, pode criar. uma pressão induzida. A pressão induzida, assim como a vazão induzida, poderá ser maior ou menor do que a pressão fornecida ao cilindro. Existem, também, duas formas de se calcular a pressão induzida (Pi).
1. 0 método: À partir das forças - No avanço do cilindro
Pia = Pressão induzida no avanço - No recuo I Pir =
~~
11 (Pir
< PB)
1
!
Pir = Pressão induzida no retomo
:
'
t 2. 0 método: À partir da relação entre as áreas do pistão e coroa (r) -No avanço
-No recuo
Onde, PB = pressão fornecida ao cilindro.
ii 'I
i
Manual de hidráulica básica
120 5.6.l. Exemplo de cálculo do Lº e 2. 0 métodos
Problema: Suponhamos ter uma bomba que resista a uma pressão máxima de 70 bar, sendo que essa pressão chega a um cilindro de 12,7cm de diâmetro de pistão e 7,62cm de difnaetro de haste . .J?.eterminar as pressões induzidas no avanço e retomo do cilindro, supondo que exista alguma resistência à passagem do fluxo de fluido para o reservatório a fim de que seja possível a geração da pres-
são induzida.
Solução:
PB - 70 bar - 71,36Kgf/cm2
Dp -12,7cm~Ap Dh - 7 62 '
Ah -
1f,
12,72 - 126,68cm2 4
7 622 rr ' • -45,60 cm2 .4
Ac -Ap -Ah - 81,08 cm2 19 método:
~ ~ Fl -PB. Ap - 71,36 x 126,68 - 9039,89 Kgf Pia -
9 9 2 ~:~: - 111,49 Kgf/cm - 109,38 bar
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~!
1
F2 -PB. Ac - 71,36 x 81,08 - 5785,87 Kgf 5785 87 Pir - 126,68 • -45 ' 67 Kgf/ cm 2 -44 ' 81 b ar 29 método:
~
LEJ 126,68 , - 1,562: 1 r81 08 Pia -PB. r - 70, 1,562 - 109,38 bar
· PB 70 Pir-- - - - -4481 bar r 1,562 ' 5.6.2. Outros tipos de pressão induzida, choque hidráulico por compressão Supondo que' esteja oçorrendo na prática algo semelhante como desenhado no circuito a seguir,
teríamos uma pressão induzida pela carga de I OOOkgf igual a Pi -
r; -
12,73 kgf/cm2
Cilindros
121
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Pi
=
l 2,73Kgf/cm2
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Dp =10cm Ap = 78,54cm 2
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:I Fig. VIl.31 - Pressão induzida provocando choque hidráulico por compressão
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11
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Se acionármos a alavanca da válvula de controle direcional "A" no sentido indicado pela flecha, o fluido que está no cilindro quer descer e a bomba "B", inicialmente à pressão "zero", quer mandar fluido para cima a fim de estender o cilindro . Isso ocorrendo, iniciaremos a formação de um choque hidráulico por compressão. Se acionarmos a alavanca no sentido-contrário ao indicado pela flecha, estaremos originando um choque hidráulico por descompressão (como já vimos anteriormente em Filtros).
Verificamos, po.rtanto, que sempre que possível, devemos evitar a formação da pressão induzida, pois, indiretamente, estaremos evitando o choque hidráulico. Aqui, também, podemos observar que um cilindro de haste dupla e duplo efeito, a pressão induzida será igual a pressão fornecida ao cilindro.
5.7. Sincronização de cilindros Para que haja uma sincronização entre dois ou mais cilindros, existem várias alternativas: a) Se os cilindros possuem cargas ou efetuem forças distintas como sabemos, o fluido sempre percorre o caminho mais fácil, assim sendo, na figura VII.32, subirá primeiro o cilindro da esquerda para depoü; subir o da direita, pois o fluido necessitará de uma pressão maior para poder efetuar uma força que consiga levantar a carga. (Obs. Essa afirmação é feita supondo-se que os cilindros têm dimensões idênticas, e que os atritos internos são iguais.)
i
Manual de hidráulica básica
122
Para que os dois cilindros subissem exatamente ao mesmo tempo, as duas cargas e os atritos internos de cada cilindro deveriam ser exatamente iguais, o que é pouco provável que ocorra na prática. Carga menor
1
1
Carga maio,
-
-
-
~
Fig. Vll.32 - Sincronização. Cilindros com cargas distintas
b) Para se corrigir o efeito de cargas distintas, podemos introduzir duas válvulas de controle de vazão, uma em cada tomada de entrada do cilindro (fig. VII.33). Dessa forma, poderíamos reduzir a vazão fornecida ao cilindro de menor carga, fechando um pouco a válvula "1" o que criará uma resistência a passagem do fluxo, originando uma pressão tal que, poderá erguer a carga maior.
Ao mesmo tempo, devemos ir abrindo a válvula "2" para que o diferencial de pressão "A - B" seja idêntico ao de "A- C". Na teoria, esse método é bom, porém, na prática, o que ocorre é que é muito difícil de se estabelecer o mesmo diferencial de pressão.
Carga maior
Carga menor
•
l B
•
2
e
•
Fig. Vll.33 - Sincronização. Cilindros com cargas distintas - introdução de controle de vazão
Cilindros
123
e) Na prática, o que se costuma fazer é fixar em cada haste um elemento de união como se fosse uma parelha (fig. VIl.34). Dessa forma, o cilindro de menor carga não pode subir enquanto não se estabelece a pressão necessária para erguer a carga maior. Uma vez estabelecida essa pressão, os cilindros se movimentam em conjunto com uma perfeita sincronização.
Carga maior
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Carga menor
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Fig. Vll.34 - Sincronização. Cargàs diferentes. Parelha
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5.8. Flambagem da haste Diâmetros de haste muito inferiores a do pistão e cursos grandes, concorrem para que apareça a flambagem da haste, como demonstrado na figura abaixo .
• CURSO
Fig. VIl.35 - Flambagem da haste
Para -Se evitar a flambagem da haste, existe uma tabela que mostra o diâmetro da haste que deve ser usado de acordo com curso e carga aplicada.
~-
'
Manual de hidráulica básica
124 Carga em Kgf
CURSO EM CENTIMETROS
lÓl,6· 2,06
152,4
177,8
203,2
2,70
-
-
-
-
DH
1,75
2,38
3,02
3,49
3,81
-
-
2,06
2,22
2,86
3,49
3,97
4,13
4,76
-
5000
2,54
2,86
3,33
3,97
4,45
4,76
5,40
6,03
10000
3,49
3,65
4,13
4,76
5,08
5,40
6,19
6,99
20000
5,08
5,08
5,40
6,03
6,35
6,67
7,30
8,26
Á s N M T T E E 1 M T R E E o MT R
40000
6,99
6,99
7':ro
7,62
7,62
8,26
8,89
9,53
75000
9,53
9,53
9,84
10,16
10,16
10,48
11,11
11,43
150000
13,65
13,65
13,65'
13,97
13,97
13,97
14,61
15,24
25,4
50,8
750
-
-
1500
-
3000
254
304,8
e
I A E
D A
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Fig. VII.36 - Tabela de diâmetros de haste para se evitar a flambagem
5.9. Tubo de parada Quando um cilindro possui um curso relativamente grande e sofre a ação de uma carga perpendicular a haste (fig. Vll.37) as vedações da haste são afetadas, assim como as vedações do êmbolo e camisa interna do cilind!o.
Fig. VII.37 - Efeito de uma carga perpendicular a haste em um cilindro de curso elevado
Para se evitar a danificação do cilindro, costuma-se introduzir um tubo de parada como demonstrado na figura a seguir. Tubo -de parada
Fig. VII.38 - Carga perpendicular à haste com introdução de tubo de parada
125
Cilindros
5.9.1. Como determinar o tubo de parada Localize na figura qual o estilo correto da montagem do seu cilindro. Calcule a dimensão "L" com a haste completamente estendida.
Se o valor de "L" exceder a 1016mm então há necessidade do tubo de parada. Adicione 25,4mm para cada 254mm que "L" exceder 1016mm. Veja o exemplo: Suponhamos que temos um cilindro articulado em ambas as extremidades. Então a dimensão
"L" será igual a 70% da dimensão "M" calculada da seguinte maneira:
M = curso CLASSE DE MONT Ambas
ex-
tremidades orficu/adas
Cilindro fixo haste articulado em peça
guiado Cilindro
fixo h a sre I i vr e
+ XC + curso + A (veja montagem M5). ESTILO DE MONTAGENS USUAIS EM C/CATEGORI-A
id !l i1fi ~Jff füti7 ~1 ruw s~
L=0.7M
L:0.711
L=0,58111
L=0,7M
L
CJ/1nd ro f iXO hoste fixo em peça guiado
=
i..::
!.Ili
o.r
l,.
= !5.6 M
L•o-•a,
II
1
L= / .4M
L= 1-0 .W
L =0,7 M
L
= !5.li
M
L=0-411
Para um curso de 900mm de um cilindro de <µ = 4" e haste de 2" teremos:
M = 900 + 273
+ 900 + 57,2 = 2130,2mm
L = 0,7 . 2130,2
= 1491,14
1491,14 - 1016mm = 475,14mm 475,14 254
=
l 87 '
O comprimento necessário de tubo. de parada será de .l ,87mm · Entretanto, visando a padronização e evitando que para cada cilindro se tenha comprimentos diferentes para tubo de parada, deve-se arredondar o resultado para valores inteiros. Assim, no exemplo deve-se usar um tubo de parada de 25,4 mm.
YIII-BOMBAS
1. CONCEITO A bomba é responsável pela geração de vazão dentro de um sistema hidráulico, sendo portanto também responsável pelo acionamento dos atuadores. Observamos então, que as bombas hidráulicas são utilizadas para converter energia mecânica em e'nergia hidráulica. Podemos subdividir as bombas hidráulicas em dois grupos principais: 1.1. Bombas de deslocamento não-positivo 1.2. Bombas de deslocamento positivo. 1.1. Bombas de deslocamento não-positivo
Aqui encontramos as bombas centrífugas como, por exemplo, a Pelton, Francis ou Kaplan. Essas bombas também são denominadas de bombas hidrodinâmicas. Nesse tipo de bomba, 'um pequeno aumento de pressão reduz consideravelmente sua capacidade de vazão. São utilizadas principalmente na transferência de líquidos, sendo que, durante a operação, o único tipo de resistência encontrada é aquela causada pelo peso do próprio líquido ou ainda do atrito encontrado no escoamento pela tubulação ou singularidades, tais como curvas, cotovelos, registros, etc.
Saída de fluído
Pás da centrífuga Entrada do fluído Fig. VIIl.1 - Bomba centrífuga. Deslocamento não-positivo.
Manual de hidráulica básica
128
um O tipo mais conhecido é a bomba d'água, que desloca um determinado volume de água para reservatório mais elevado. entre a Como não existe um contato direto entre rotor e carcaça, não existe uma boa vedação
á para sucção e a descarga, ocasionando uma grande quantidade -de vazamentos internos que concorrer positivo). ento deslocam de uma baixa eficiência volumétrica (ver bombas baixa Em virtude disso, esse tipo de bomba pode operar com líquidos contaminados ou de vazão. de geração pela el responsáv será a centrífug força a apenas viscosidade (como a água), já que são projeta~ Aqui não existe a necessidade de proteção contra sobrecargas, já que essas bombas bar., 7 de torno em giram que máximas pressões a ente, das para resistir, normalm 1. 2. Bombas de deslocamento positivo Uma As bombas de deslocamento positivo são denominadas, também, de bombas hidrostáticas. o transferid é o succionad fluido de volume o e vedação mecâRica separa a entrada e saída da bomba, fluido de volumes pequenos de sucessão A para o lado de saída e fornecido para o sistema. de pressão transferidos dessa forma, proporciona uma vazão bem unifonne, independente do aumento por sistema mesmo ao a transferid é que no sistema, tendo·se assim, uma quantidade de fluido positiva acordo de , uniforme menos ou mais ser unidade de revolução ou curso. Naturalmente, a vazão poderá com a característica construtiva da bomba. óleoComo permitem a transmissão de potência, essas bombas são aplicadas em circuitos hidráulicos. máxima As bombas de deslocamento positivo são geralmente, apresentadas pela sua capacidade fornepotência de pressão a que pode resistir e vazão nominal, a partir de uma determinada rotação e cidas.
A vazão da bomba aumenta ou diminui em uma relação direta com a rotação fornecida. ter a As bombas podem ser de deslocamento fixo ou variável, sendo que, as variáveis podem de reversão com ou possibilidade de variar a vazão de um valor máximo até zero, em sentido único sentido. 1.2.1. Rendimento volumétrico nas bombas de deslocamento positivo segue: Sabem.os que a eficiência volumétrica ou rendimento volumétrico é dado pela relação que 't .
11 vo1ume nco =
deslocamento real. deslocamento teónco
o Por exemplo: Se a vazão nominal da bomba é 38 i /min e na realidade .ela está fornecend 34 i /min ao sistema, o seu rendimento volumétrico será 0,9 ou 90%. O maior ou menor rendimento volumétrico é função de vários fatores envolvidos na fabricação têm grande e utilização de uma bomba. O projeto da bomba, tipo, cuidados na aplicação, etc. influência no seu valor alto ou baixo.
2. TIPOS DE BOMBAS tipos Como estudamos a hidráulica em sistema oleo-hidráulicos, demonstramos a seguir alguns sistemas. esses para de bombas de deslocamento positivo mais aplicadas - Tipos de bombas de vazão fixa a) manuais b) engrenagens c) parafusos d) palhetas . _ {radiais .. e) p1stoes ax1a1s
Bombas
129
- Tipos de bombas de vazão variável a) manuais b) palhetas
.e
e) p1s oes
{radiais axiais
2.1. 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 (VIII.2) que segue.
Respiro
Fluido
~
Válvulas~ , de entTada •
Registro
) Haste de saída
(Fluxo)
Fig. VIII.2 - 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 ocàsionada 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. Pedal Reservatório
,.....--1-J.....J;
Cilindro mestre
Canalização
Panela
Sapata
Fig. VIII.3 - Princípio de freio hidráulico de um automóvel.
Manual de hidráulica básica
130
Como podemos observar na figura anterior, o freio de um automóvel nada mais é do que uma bomba manual. Quando pressionamos o pedal, o cilindro mestre empurra o fluido através da canalização, acionando os cilindros das rodas e freando· o carro. Quando soltamos o pedal, a mola de retorno traciona as sapatas e o fluido volta para o reseivatório. A bomba manual é de grande importância pois quando falta a energia que acionava outro tipo de bomba, e temos que executar um trabalho inadiável (exemplo: fundição), utilizamos a bomba manual como recurso. Chamemos de deslocamento dessa bomba, o cursO de ida e volta do pistão. Para se calcular o deslocamento unitário da bomba, supondo que a mesma seja de duplo efeito, fazemos: V=A .Q V= Ap . Q + Ac . Q = V= (Ap
+ Ac)Q
Ac=Ap-A h onde,
A= área
V= volume Q = curso
Ap = área do pistão
V = volume ou deslocamento unitário
Ah = área da haste Ac ·= área da coroa
2.2. Bomba de engrenagens A bomba de engrenagens é uma bomba que cria uma determinada vazão devido ao constante engrenament o e desengrenam ento de duas ou mais rodas dentadas. Carcaça Fluído sendo canegado
Engrenagem motriz
Saída de fluído
Entrada de fluído
Desengrenamento
Engrenagem movida
Fig. VIIl.4 - Bomba de engrenagens.
A fig. VIII. 4 demonstra o funcionamen to típico de uma bomba de engrenagens. As duas engrenagens estão alojadas em uma carcaça sendo que uma delas (engrenagem motriz), tem um eixo passante que transmite a potência fornecida pelo motor. Outra engrenagem que efetua o engrenamento é chamada de conduzida ou movida.
131
Bombas
O constante desengrenamento dos dentes cria uma descompressão na câmara de sucção, fazendo com que o fluido seja succionado do reservatório. Ele, então, é conduzido perifericamente pelos vãos das rodas que formam uma câmara fechada com a carcaça da bomba e vedações laterais. O engrenamento constante expulsa o fluido dos vãos e o força para fora da bomba. As tolerâncias de ajuste entre os lados das engrenagens e .a carcaça, assim como a periferia e a carcaça, devem ser mínimas, a fim de se reduzir qualquer tipo de vazamento, aumentando por conseguinte, o seu rendimento volumétrico.
Esse tipo de bomba é geralmente usado para pressões até 210 bar e vazão até 660 I/min Vemos, então, que a bomba de engrenagens é melhor utilizada em circuitos que requeiram baixa ou média vazão e pressão relativamente alta. A grande vantagem apresentada por esse tipo d.e bomba é a sua robustez, já que possui apenas duas peças móveis. Em contrapartida existem desvantagens, tais como: ruído excessivo no funcionamento, vazão ftxa e necessidade de válvula de alívio. O ruído pode ser atenuado com a confecção de engrenagens do tipo heliocoidal ou ainda espinha de peixe, acarretando porém, uma grande elevação no custo da bomba, que é baixo em bombas de dentes retos.
Fig. Vlll.5 - Bomba de engrenagens "espinha de peixe".
Podemos ainda sàlientar como desvantagem; a vida limitada a que a bomba de engrenagens está sujeita, qlle é devido ao fato de que a operação dessa bomba provoca um constante esforço radial contra os mancais ocasionando o seu rápido desgaste. Com isso, as engrenagens passam a ter contato com a carcaça da bomba,danificando-a em definitivo. As bombas de engrenagens podem ser de deslocamento unidirecional ou bidirecional, i.é, nas bidirecionais cada tomada pode fazer o papel de sucção ou pressão. Para se calcular a vazão por rotação, podemos empregar a seguinte fórmula prática:
Lltros/ro.t onde,
L
= Largura da engrenagem ( cm) = Distância centro a centro ( cm) = Diâmetro externo ( cm) 282,63 = Fator de conversão
e ~e
(L , C) . (e, e-C) 282,63
Manual de hidráulica básica
132 Exemplo: Para um par engrenado que tenha:
L 2,54 cm ef,e 2,54 cm C = 1,91 cm temos que, galões/rol= (2,54 , 1,91). (2,54-1,91) _ O 0108141 282,63 - ' Lltros/rot = 0,0108141. Supondo que essa bomba irá trabalhar a 1750rpm, temos que, a sua vazão nominal será:
Qb - 1750 . 0,0108141 - 19.Q,/min
Fig. VIIl.6 - Bomba de três engrenagens.
Na figura VIII.6 vemos o funcionamento da bomba de três engrenagens que é semelhantemente
ao da bomba de duas engrenagens diferindo apenas pelo número duplo de entradas e saídas. A engrenagem central é a motriz e a pequena área de vedação (na figura só dois dentes), não nos permite usar·pressões muito elevadas.
2.2.1. Bomba de engrenagens internas Aqui, as engrenagens movem-se ·na mesma direção. Es~e tipo de bomba de engrenagens apresenta uma construção mais compacta, fornecendo uma vazão mais suave e menor ruído, sendo porém, mais cara, o que limita bastante à sUa aplicação.
Engrenagem externa
Engrenagem interna ' - - - - Engrenamento
Desengrenamento
Fluído sendo carregado Crescente estacionário Fig. VIII. 7 - Bomba de engrenagens internas.
133
Bombas
O fluido sugado é levado pelas engrenagens em volta de um anel crescente "C" até a saída, quando é empurrado para fora com o engrenamento dos dentes do outro lado. 1
'
2.2.2. Bombas de excêntrico interno {tipo gerotor)
Essas bombas apresentam um nível de ruído baixíssimo mas, devido a sua construção ser complexa, seu custo torna-se elevado.
Espaço em vazio
Eixo
Engrenagem externa
Rasgo da sucção
Engrenagem interna
Fig. VIII.8 - Bomba de engrenagens tipo gerotor.
O elemento interior tem sempre um número de dentes menor do que o externo. A bomba tipo gerotor é semelhante a bomba de engrenagens intern~s, diferenciando-se por não possuir o "crescente" de separação. Ambos os elementos giram na mesma direção. Quando o espaço entre eles aumenta no momento da passagem sobre a entrada, o flllido é impelido para o interior da bomba. Na seqüência do movimento, o espaço vai diminllinCÍo e o fluido é expelido para a saída. Observe-se que, durante o giro do elemento interno, o mesmo está sempre em contato com o externo, evitando qualquer tipo de vazamento no interior da bomba. 2.2.3. 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. Saída
Entrada Fig. VHI.9 - Bomba de rotores lobulares.
Manual de hidráulica básica
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Aqui não existe o contato direto entre os lóbulos como ocorre na bomba de, engrenagens. Os rotores são acionados por duas engrenagens que ficam externamen te à bomba. Podemos notar que, a vazão será 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.
2.3. Bomba de parafusos Nesse tipo de bomba, as engrenagens são substituídas por parafusos que agem como dois pares engrenados.
Sucção
Parafuso centrai
Fluído sendo carregado
Parafusos laterais
Fig. Vlll.10 - Bombas de parafusos.
Na figura VIll.10 mostramos um dos muitos tipos de bomba de parafusos existentes. Nessa bomba, o parafuso central é o motriz e os laterais são os movidos. A bomba de parafusos é utilizada em circuitos que exigem uma vazão uniforme sem qualquer tipo de pulsação. Essa bomba permite um número de rotações elevado, podendo-se chegar até a 5000rpm, fornecendo tanto pequenas como grandes vazões.
A pressão que pode ser suportada pela bomba aumenta em uma relação direta com o comprimen to do parafuso em relação ao passo, isto é, em duas bombas com parafusos iguais, porém, com passos diferentes, obteremos maior resistência à pressão na bomba em que o passo é menor. Devido a construção desse tipo de bomba ser muito trabalhosa, seu custo também é elevado.
2.4. Bomba de palhe!rul As bombas de palhetas são basicamente constituída s por uma carcaça que encerra um rotor com ranhuras normalmen te radiais ou ligeiramente inclinadas, nas quais se encontram as palhetas. O conjunto é acionado por um eixo ligado a um motor. Esse conjunto gira dentro de um anel ou carcaça e forma, junto com eles e as placas laterais, uma câmara fechada. Seu princípio de funcionamento é simples. Através do eixo é comunicad a uma alta rotação ao rotor, devido a essa rotação, as palhetas tendem a se afastar do centro do rotor pela ação da força centrífuga (fig. VIIl.11 ). Com isso, elas sempre se mantêm em contato com o anel que é excêntrico com relação ao eixo do sistema.
Bombas
135 -
Excentricidade i 1
Fig. VIII.11 - A força .centrífuga na bomba de palhetas.
Devido a excentricidade existente entre o rotor e o anel, as câmaras formadas por duas palhetas vão desde um volume mínimo até outro máximo, após 180° de rotação. Com o aumento progressivo das câmaras, o fluido é succionado para o seu interior, assim como, para os rasgos do rotor. Completando o giro, as câmaras vão diminuindo de volume e as palhetas vão se introduzindo novamente no rotor. Como o volume desses espaços agora está diminuindo, o fluido agora é expelido para fora da bomba. É por esse motivo que o prato de pressão possui quatro rasgos. Dos dois maiores, o maior deles
é o canal por onde entra o fluido succionado para as câmaras, o outro por onde sai o fluido para o sistema. Dos dois menores, o menor deles é o canal por onde entra o fluido succionado para os canais das palhetas no rotor, o outro por onde sai o fluido.
a
Os desenhos a seguir nos mostram como se realiza esse processo.
1'
'
Prato de cobrimento
Prato de pressão
Fig. VIII.12 - Pratos de cobrimento e pressão da bomba de palhetas.
DeScarga
l
Descarga
Manual de hidráulica básica
136
No lado oposto ao prato de pressão fica o prato de cobrimento que, às vezes, pode ser a própria parede da carcaça da bomba. Entre ambos os pratos se localiza o rotor. As bombas de palhetas podem ser balanceadas ou não, de deslocamento fixo ou variável e ainda possuírem ou não, um sistema interno de compensação de pressão. 2.4.l. Bomba de palhetas não balanceada ou simples Esse é o tipo de bomb; de palhetas mais simples. Consiste apenas de uma carcaça, rotor acoplado a um eixo e palhetas. Seu funcionamento está bem ilustrado na fig. VIII: 14.
Fig. Vlll.14 - Bomba de palhetas não-balanceada.
2.4.2. Bomba de palhetas balanceada Quando temos a ação de uma força sobre um corpo qualquer, de acordo com a intensidade da força, deformaremos ou partiremos esse corpo. É o caso da bomba de palhetas não-balanceada, pois, no lado da descarga, existe a formação de uma força que atuará sobre o eixo do rotor (fig. VIIl.14). Se ocorrer uma pressão maior do que a bomba pode suportar, essa força partirá o eixo por flexão. Quando tivermos a ação de uma força sobre o mesmo corpo e, em contraposição, tivermos uma outra força de mesma intensidade, porém de sentido contrário, dizemos estar fazendo um balanceamento de forças. É o caso da bomba de palhetas balanceada que por ter duas saídas opostas em relação ao eixo, efetua um balanceamento automático evitando danos maiores a bomba quando em picos de pressão.
Palheta
Rotor
Fôrças sobre o eixo
Fig. VIII.15 - Bomba de palhetas balanceada.
Bombas
137
A bomba de palhetas balanceada contudo não está isenta de problemas dessa espécie. O pico de pressão não é suficiente para romper o eixo, mas pode trincar a carcaça. E se as duas forças não estiverem perfeitamente alinhadas como mostra a fig. VIll.15, forneceremos um momento torçor ao eixo que falirá em pouco tempo. As bombas de palhetas balanceadas são de deslocamento fixo
(fornecem sempre a mesma vazão ao sistema).
2.4.3. Bomba de palhetas d~ deslocamento variável (compensação de pressão) Em grande parte, as bombas de palhetas de volume variável possuem um sistema de compensação de pressão (fig. VIIl.16).
'i Bloco de alinhamento -
Rotor Palhetas
ii 1
'I
Eixo
Fig. VIII.16 - Compensação de pressão na bomba de palhetas.
Basicamente, o sistema integrado de compensação de pressão da bomba de palhetas, consiste
dos seguintes elementos: eixo, rotor, palhetas, bloco de alinhamento e componentes do compensador .
Seu princípio de funcionamento está ilustrado nas figuras a seguir.
Parafuso de
Fig. VJll.17 - Princípio da compensação de pressão.
Manual de hidráulica básica
138
Observamos que nesse tipo de bomba, o anel é excêntrico ao conjunto eixo-rotor. Quando ocorre a elevação da pressão no sistema, o anel aciona a mola do compensador, centralizando-se ao rotor. Nesse momento, atingimos a pressão máxima regulada através do parafuso de compensação de pressão ( quanto mais solto menor será a pressão máxima regulada). O anel centralizou-se fazendo com que a vazão fornecida pela bomba caísse para zero ao mesmo tempo em que se mantém a pressão do sistema. Podemos notar que o bloco de alinhamento permite somente movimentos na mesma linha de centro do anel, em relação ao c~mpensador. O parafuso de controle de vaz.ão movimenta o anel, independentemente da ação do compensador, i.é, quanto mais apertamos esse parafuso, mais centralizado ficará o anel e menor vazão forneceremos ao sistema. A bo:rp.ba de palhetas compensada possui inúmeras vantagens, por exemplo, como de maio'r resistência a picos elevados de pressão; desnecessidade do uso de válvula de alívio; menor aquecimento do fluido; vazões variáveis; baixo consumo de potência, pois o produto vazão por pressão será sempre pequeno, etc. A RACINE possui uma linha exclusiva de bombas de palhetas com compensação de pressão e, opcionalmente, controle de vazão acoplado, atingindo pressões de até 136atm (2000psi) e vazões até 114 1/min (30GPM), podendo atingir vazões maiores a partir de pressões inferiores. 2.S. Bomba de pistões 2.S.l.Bomba s de pistões radiais As bombas de pistões radiais podem ser de dois tipos: - de bloco estacionário, - de bloco rotativo. Na bomba de pistões radiais de bloco estacionário (fig. VIII.18) um eixo excêntrico, em forma de heptágono, realiza um movimento de translação em torno do eixo da bomba ocasionando o movimento de vai-e-vém dos pistões enquanto que na bomba de pistões radiais de bloco rotativo (fig. VIII.19), o princípio de funcionamento é semelhante ao de uma bomba de palhetas; o bloco rotativo é excêntrico a um anel e conforme vai girando, vai efetuando o movimento recíproco dos pistões.
Válvulas de retenção Entrada de fluído
Eixo
Fig. VIII.18 - Bomba de pistões radiais de bloco estacionário. Saída de fluído Fig. VIII.19 - Bomba de pistões radiais de bloco rotativo.
1
!
Bombas
139
Naturalmente, essa bomba também pode ser de vazão fixa ou variável. A bomba de bloco rotativo por ter um tipo de construção especial, tem um custo muito elevado, assim como a de bloco estacionário, éujo custo é um pouco inferior. A bomba de bloco estacionário é comumente encontrada com 7 pistões. Algumas possuem 14 pistões que, em realidade, são duas bombas em paralelo, de 7 pistões. A razão desse número é facilmente explicada pelo gráfico que segue. 30,28 7 Pisti es
- - - ,. -
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/ 7,57
6 Pistões
v\.....,
90°
-
1 Pistão 180°
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135°
1
1
1
1
' - - Média para 180° 1 1 180° 225° 270°
315°
360°
Fig. Vlll.20 - Variação da vazão e/o número de pistões.
Podemos facilmente concluir que a bomba de pistões fornece uma vazão pulsante. Pelo gráfico, notamos que a bomba que oferece a vazão "menos pulsante" é a bomba de número ímpar de pistões.
A bomba de bloco estacionário, por possuir baixo poder de sucção, necessita de um sistema de supercarga (ver bombas em série mais adiante), pois, o sistema de válvulas de retenção interno da bomba aumenta o diferencial de pressão entre a sucção e pressão. Um meio de se evitar o circuito de bombas em série seria a introdução de um reservatório pressurizado (menos viável economicamente) ou ainda, a de um reservatório elevado, o que poderia resultar em problemas de espaço. A vantagem apresentada pelas bombas desse tipo, fabricadas pela RACINE, é a possibilidade de se "desviar" a vazão fornecida por um ou mais pistões, em outras palavras,\o sistema funcionaria semelhantemente a um circuito de bombas em paralelo.
Vazão de l pistão
Vazão de 6 istões
X LLl
J---l~~~~-1-~f--~--'G)
Fig. VIII.21 - Desvio da vazão de uma bomba de pistões RACINE.
Manual de hidráulica básica
140
O circuito da fig. VIII.21 nos mostra o esquema básico de uma prensa de papel. A bomba "A" fornece inicialmente, uma vazão igual à soma das vazões de cada pistão. Quando o cilindro "B" começa a efetuar a prensagem, a pressão se eleva até 70 bar quando ocorre a abertura da válvula de descarga "C". Nesse momento, a vazão fornecida por 6 pistões é desviada para tanque sobrando apenas a vazão de 1 pistão, pois a válvula de retenção "D" impede a passagem dessa vazão para tanque. Agora o cilindro avança mais lentamente, pois recebe menor vazão, até que atingimos a pressão de abertura da válvula de alívio "E" 280 bar quando, também, essa última vazão se dirige para o reservatório. Devido ao particular desenho dos pistões, esse tipo de bomba da RACINE possui um alto rendimento volumétrico mantido mesmo a altas pressões. 2.5.2. Bomba de pistões axiais Seu funcionamento é semelhante a bomba de pistões radiais. Diferem basicamente na posição de trabalho dos pistões. Como o próprio nome indica, a bomba de pistões axiais trabalha com os pistões paralelamente ao eixo. Tudo gira internamente a carcaça, menos o prato guia. O giro do eixo provoca a rotação do bloco que, por sua vez, arrasta os pistões consigo.
Bloco
Saída de fluído
Prato guia
Pistão
Fig. VIII.22 - BOmba de pistões axiais.
A partir desse movimento de rotação é transmitido um movimento retilíneo recíproco aos pistões através do prato guia, succionando o fluido na ascendente e descarregando-o na descendente. Pod~qios observar que é possível a variação de vazão nesse tipo de bomba apenas controlando a inclinação do prato guia, variando assim o curso dos pistões. 2.5.3. Observação final sobre bombas de pistões As bombas de pistões - radiais ou axiais - apresentam como grande vantagem, a pressão elevada que podem resistir (consegue-se alcançar até 700 bar). Possuem também, um alto rendimento volumétrico, que gira em torno de 95%. Alguns tipos de bombas tambéffi apresentam baixo poder de sucção, como vimos, obrigando-nos a utilização de circuito cqm componentes adequados para garantir sua constante alimentação.
141
Bombas 3. CUIDADOS NA INSTALAÇÃO DE BOMBAS
Assim como qualquer equipamento elétrico ou mecânico, o equipamento hidráulico requer uma série de cuidados para ser instalado ou mantido, a fim de que sua vida útil não seja abreviada. Isso acontece principalmente com as bombas que, por serem um dos equipamentos mais solicitados em um sistema hidráulico, estão mais sujeitas a falência prematura.
3.1. Alinhamento das bombas Uma das primeiras precauções que deve ser tomada na instalação de uma bomba é a do alinhamento na união da bomba com o motor de acionamento. Duas são as possibilidades de desalinhamento: desalinhamento axial (fig. VI!I.23) e o angular (fig. VIII.24).
Fig. VIII.23 - Desalinhamento axial.
Fig. VIII.24 - Desalinhamento angular.
Quando a bomba está inclinada ou em desnível com o motor, haverá um esforço sobre o eixo, que será transmitido às partes girantes internas da bomba, ocasionando o desgaste prematuro quando não, a quebra instantânea da bomba, logo no princípio de funcionamento. Devemos admitir porém que, por mais perfeitos que sejam os processos de medição, sempre poderemos incorrer em um dos dois tipos de erros expostos acima. Podemos, então, corrigir isso utilizando acoplamentos flexíveis que permitam uma pequena faixa de erro que possa ocorrer (fig. VIII.25).
Acoplamento flexível
Motor
Fig. VIII.25 - Acoplamento flexível.
Geralmente, os próprios fabricantes de bombas recomendam qual acoplamento deve ser usado para um serviço determinado. Obs.: O mesmo cuidado deve ser observado quando a transmissão for feita por correias, engrenagens ou outro tipo qualquer. A RACINE admite um desalinhamento máximo de 0,127mm para as suas bombas.
Manual de hidráulica básica
142 3.2. Sentido de rotação
Eventualmente ocorre que uma bomba que gire em sentido horário (rotação à direita), seja instalada para girar no outro sentido (rotação à esquerda). Como resultado, teremos que a bomba não irá succionar fluido e girará a seco. Isso fará com que o atrito entre as partes móveis com as fixas da bomba, que iriam sofrer uma lubrificação automática através do fluido succionado, originem uma o geração de calor excessiva que poderá ocasionar, inclusive, uma soldagem entre as partes, rompendo eixo da bomba. É fácil se perceber quando a bomba gira sem óleo (mesmo que esteja girando no sentido correto). O nível de ruído durante o seu funcionamento será bem mais elevado do que quando em trabalho normal. Os fabricantes sempre indicam o sentido de rotação de trabalho da bomba. Ele pode vir indicado tanto no perftl, como na tampa da carcaça da bomba.
rn Perfil
Fig. VIII. 26 - Sentido de rotação.
3.3. Cavitação Quando a bomba foi instalada corretamen te porém, observa-se que a mesma emite ruídos como "pipocas estalando na panela", dizemos que a bomba está cavitando, em outras palavras, está ocorrendo a formação de bolhas de ar que implodem e "cavam" material internamen te à bomba. Alguns autores divergem quanto a causa do aparecimento da cavitação. Publicações mais atuais justificam que as bolhas de gás aparecem quando se atinge a pressão de vaporização do fluido, liberando, assim, o gás que se encontra dissolvido no fluido.
Fig. VIII.27 - Cavitação.
Se a bomba está cavitando, cinco medidas devem ser adotadas: a) Verifique se o ftltro de sucção está totalmente imerso no fluido e se o respiro do reservatório não se encontra obstruído; b) Verifique se a viscosidade do fluido é aquela recomenda da pelo fabricante; c) Escorve a bomba quando no princípio de funcionam ento; d) Verifique se as uniões do duto de sucção (cotovelos, junções, etc.) estão bem vedadas; e) Verifique se o fluido utilizado é o recomendado pelo fabricante; f) Verifique se as dimensões da linha de sucção estão corretas.
Bombas
143
3.4. Qualidade do fluido. Devemos assegurar sempre que o fluido esteja livre de impurezas, principalmente de partículas sólidas, pois do contrário provocaremos um desgaste prematuro da bomba. Devemos ter, portanto, uma boa filtragem no retomo do fluido "para o reservatório (filtro de 10 µ de malha) e razoável na sucção (filtro de 150 µ de malha) para evitar que objetos que porventura caiam no reservatório sejam succionados pela bomba.
Fig. Vlll.28 - Porca succionada pela bomba.
3.5. Temperatura do fluido. Observe sempre a máxima temperatura de fluido recomendada pelo fabricante. Se· o fluido atingir temperaturas elevadas para depois esfriar quando o equipamento não está sendo acionado, os elementos de borracha que fazem parte da vedação da bomba, tomam-se quebradiços como demostrado na figura qlte segue, e ao primeiro pico de pressão se partem.
Fig. VIII.29 - Vedação rompida por efeito de temperatura.
3 .6. So brepressão A elevação repentina de pressão pode provir de vanas causás. O choque hidráuliCo por compressão também pode ser considerado um tipo de sobrepressão. Quando o sistema hidrálllico propicia a geração de sobrepressão, introduzimos válvulas de segurança tais como válvula de alíyio de ação direta, supressora de choque, etc. A figura VIII.30 mostra uma trinca na carcaça de uma'bomba de engrenagens causada por sobrepressão.
Manual de hidráulica básica
144
Fig. VIII.30 - Trinca na carcaça da bomba.
4. PROCEDIMENTOS NO MOMENTO DA TROCA ação os Quando, por qualquer motivo, ocorre a quebra da bomba, tome como norma de seguintes itens: a) determine a causa da quebra;
1
' 1
!
b) elimine a causa da quebra; e) retraia todos os cilindros e drene o reservatór io;
1
fiapos d) limpe o reservatório com jato de óleo diesel e panos limpos. Não use estopas, pois serem ou sucção podem se alojar no reservatório para, posteriormente, entupirem o filtro de succionad os pela bomba;
e) instale novos elementos filtrantes;
f) instale a bomba nova ou a antiga, se houve possibilidade de recondici onamento ; g) preencha o reservatório com fluido novo; h) desconecte todas as linhas que vão para cilindros e/ou motores hidráulicos; de i) ponha o sistema em funcionament9, ativando cada parte do circuito através das válvulas fluido; novo o controle direcional, a filll de que ocorra o preenchimento das linha~ com de j) conecte os cilindros no lado oposto ao da haste e todos os motores hidráulicos. No caso lado o e drenado será antigo fluido o cilindro, deixe o lado da haste desconectado, assim, oposto da haste será preenchid o com fluido novo;
k) conecte, agora, o lado da haste; mente; 1) opere cada cilindro e/ou motores hidráulicos do circuito durante 30 minutos alternada rio, se m) troque o elemento filtrante do filtro de retorno e adicione mais fluido ao reset:Vató necessário.
do Para se assegurar um bom funcionamento do equipamento, obtendo uma vida útil longa mesmo, faça sempre.u ma manutenç ão preventiv a simples de ser seguida; a) verifique o nível do fluido no reservatór io freqüente mente; b) certifique-se diariamen te de que não existem vazament os;
c) troque o elemento filtrante e o fluido dentro dos intervalos recomendados; d) use o filtro adequado para cada situação; da e) verifique que o fluido permaneça na faixa de viscosidade recomendada pelo fabricante bomba; t) opere o equipamento de maneira correta.
Bombas
145
5. CONSIDERAÇÕES FINAIS No projeto de um circuito hidráulico, a bomba será sempre um dos últimos componentes a ser especificado pois, a partir da vazão e pressão originais que devemos ter nos atuadores, precisamos levar em consideração as perdas de carga que podem ocorrer a fim de que a nossa bomba possa trabalhar folgadamente. Vimos também, que é imprescindível que se proteja a bomba, através de válvulas reguladoras de pressão e outras. Sabemos que as bombas de palhetas da RACINE possuem um sistema de compensação que dispensa a utilização dessas válvulas.
Existem casos em que a bomba de um circuito hidráulico não consegue succionar fluido do reservatório po;r possuir baixo poder de sucção e, existem outros em que, por maior que seja a vazão fornecida por uma bomba, não conseguimos alimentar satisfatoriamente o sistema Como soluções para esses problemas, podemos apresentar dois artifícios. 5.1. Bombas em série Com ponto de partida, devemos observar na prática que pressão não se soma Portanto, se quisermos elevar a pressão máxima de um sistema, de nada adianta colocarmos duas bombas ou mais em série (veremos adiante que para esse tipo de problema lançamos mão do Booster). Utilizamos o circuito de bombas em série quando ocorre o primeiro tipo de problema, i. é, a bomba tem baixo poder de sucção. O sistema de bombas em série também é denominado de circuito "supercharging".
/
1 1 1 1
Fig. VIII.31 - Bombas em série.
No circuito da figura VIII31, a bomba"!" é uma bomba de baixo poder de sucção. Por essa razão foi introduzida no sistema a bomba "2" cuja função é somente alimentar a bomba "1 ". A válvula de controle de vazão "3" não permite _que a vazão excessiva seja lançada pela bomba "2" p~ra a bomba "1"
Manual de hidráulica básica
146 5.2. Bombas em paralelo
Vimos no circuito regenerativo (capítulo VII) que é possível a soma de vazões. Suponhamos que em determinado circuito, queremos que a aproximação_ do cilindro seja rápida
e que a execução do trabalho seja lenta porém, à plena carga. Se na aproximação do cilindro precisamos de uma carga tal que não temos bomba disponível no mercado, lançamos mão do circuito de bombas em paralelo que algqns autores denominam de "Circuito de Alta e Baixa Pressão" e outros de "Alta e Baixa Vazão".
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Aproximaç.d....
Execução
Jj
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2
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28bar
140bar 1 1
8 1
L __ s___ _
7
A
4
B
Fig. VIll.32 - Bombas em paralelo.
Bombas
147
Observamos o circuito da fig. VIII.32, supondo que o cilindro "1" está recolhido, acionamos a válvula de controle direcional "2" para a direita ligando o solenóide "SI". Imediatamente a soma das vazões das bombas ''A" (baixa vazão e alta pressão) e "B'' (alta vazão e baixa pressão) dirigem-se para a tomada la do cilindro enquanto que o fluido do lado da haste sai pela tomada Jb, dirigindo-se para o reservatório passando pela válvula direcional "2" e pelo filtro de retorno.
Quando termina a aproximação do cilindro e começa a execução do trabalho, a pressão aumenta até 28 bar, quando ocorre a abertura da válvula de descarga "4" através do duto piloto "5". Nesse momento, toda a vazão da bomba "B" é desviada para o reservatório e, podemos notar que a válvula de retenção simples "6" evita que a vazão fornecida por "A" seja desviada para tanque através da válvula "4", ou seja, se dirija a bomba "B" danificando~a. Assim sendo, o único caminho que o fluido fornecido por "A" pode seguir, é a tomada Ja do cilindro. Ora, agora a vazão fornecida é bem menor porém a pressão é maior, então na execução do trabalho, o cilindro avança mais lentamente porém a plena carga, até que chegue em fim de curso ou termina o trabalho, acarretando uma nová elevação de pressão até 140 bar quando ocorre a abertura da válvula de alivio "7" desviando também a vazão de "A" para o reservatório. A válvula de retenção simples "8" tem duas funções, i.é, proteger a bomba "A" contra picos de pressão ou ainda proteger essa bomba caso se danifique o acoplamento que a une ao eixo do motor, quando então ficaria parada e se danificaria devido a vazão fornecida pela bomba "B". Para o retorno ligamos o solenóide S2 da válvula "2" e o processo se repete.
IX - VÁLVULAS REGULADORAS DE PRESSÁO
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:
A. 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 nivel máximo em que ocorre dano ao sistema Vemos portanto, que a limitação da pressão, atravé~ de uma reguladora de pressão, é decisiva nesse tipo de circuito.
Nos circuitos em que está instalada uma bomba de volume variável com compensação de pressão (bomba de palhetas RACINE), dispensa-se a utilização da reguladora de pressão para esse tipo de serviço.
B. Determinando um nível de pressão de traballio Em alguns sistemas o alívio é um mero fator de segurança, em oti.tros, 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.
C. 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.
D. 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.
Manual de hidráulica básica
150 E. 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
Cada uma dessas válvulas tem diversos tipos de configurações diferentes, podendo ser de operação direta, diferencial ou operação indireta (dois ou mais estágios).
l. VÁLVULAS DE ALÍVIO E SEGURANÇA As válvulas de alívio e segurança têm duas funções num circuito hidráulico; limitar a pressão no circuito ou em parte dele, a u~ nível pré-selecionado, e, proteger o sistema, e os diversos equipamentos que o compõe, contra sobrecargas. As válvulas de alívio e segurança podem ser de três tipos: de operação direta, de operação indireta ou pilotada, e diferencial. 1.1. Válvula de alívio e segurança de operação direta Constitui-se basicamente de um corpo contendo duas aberturas, sendo uma de entrada de fluido sob pressão e outra de saída para o reservatório.
(2)
7
Entrada
Fig. IX.l - Válvula de alívio de operação direta. (1) Entrada de fluido sobre pressão; (2) saída de fluido para o reservatório; (3) mola; (4) contra-porca; (5) parafuso de regulagem; (6) esfera; (7) "poppet" (cone).
Válvulas reguladoras de pressão
151
Como mostra a fig. IX.1, 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. Seu princípio 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 sllbir, comprimimos mais a mola afastando ainda mais a esfera ou "poppet" e dessa forma uma vazão maior de fluido retoma para o reservatório. Vemos portanto, que quanto maior for a p_ressão, 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 twque. Obseive-se que apesar de acontecer o desvio de determinada vazão de fluido para o reservatórfo, a pressão do sistema permenece 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, fechando 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 finaimente, após feito o alívio, a válvula deve fechar 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 flnir (Equação de Bernoulli); a essa pressão damos o nome de "pressão de reassentamento" (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 inteivalo entre essas duas pressões, passamos a ter um sistema em baixa eficiência com perda de potência transformada em calor.
Pressão /
(!)
\(2) Vazão
(1) Pressão de abertura (2) Pressão de reassentamento (3) Pressão máxima de vazão Fig. IX.2 - Características de performance da válvula de alívio de operação direta.
1.1.1. 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, i.é. uma válvula desse tipo, regulada para 70 bar pode abrir a uma pressão bem diferente desse vaior regulado.
Manual de hidráulica básica
152
Imagine por exemplo, um sistema cuja pressão de abertura deva ser regulada para 70 bar. Supondo que a área do "poppet" ou esfera exposta a pressão seja de lcm2 , a mola terá que possuir uma força de 70kgf. Vernos,portanto,que para pressões e vazões maiores, a válvula teria de ter uma constituição mais robusta o que implica na elevação do custo, além da dificuldade da regulagem de pressão.
Ll J J. Onde pode ser utjlizada 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, veremos mais adiante). Da mesma forma são utilizadas em linhas de ventagem (veremos adiante) em que, como nas linhas piloto, a vazão é menor.
1.1.1.2. 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,assimcomo, haverá uma geração de calor excessiva. 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.
Tampa
Contra porca Parafuso de ajuste
Assento da mola
"--Mola ~i~~~
Anel
Tampa da válvula Pistão -diferencial
- Arruela Corpo da válvula
Fig. IX.3 - Válvula de alívio diferencial.
A figura anterior mostra uma representação esquemática desse tipo de válvula no qual temos um pequeno pistão diferencial que possui um pescoço na parte central e um ressalto na parte inferior. A pressão do sistema entrando por qualquer uma das duas tomadas lateriais, vai agir em uma área anular que é dada pelo valor da área do pequeno pistão menos a área do ressalto da parte inferior.
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Válvulas reguladoras de pressão
153
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.
1.3. Válvula de alívio e segurança de operação indireta
Também denominadas de válvulas de alívio e segurança pilotadas. São aquelas em que uma válvula de operação direta comanda a operação de uma válvula direcional de duas vias.
Parafuso de ajuste
Porca de trava Parada mínima
Tornada pf ventagem ou controle remoto
Dreno iI;itemo
Saída
F.ntrada
Fig. IX.4 - Corte do corpo de uma válvula de alívio pilotada.
Tomada para ventagem Ou controle remoto
Descarga para o reservatório Entrada de pressão Operada diretamente
Fig. IX.5 - Esquema de funcionamento da alívio pilotada.
Manual de hidráulica básica
154
O princípio de funcionamento da 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" mantéi:n·se balanceado hidraulicamente e é obrigado a ocupar a posição normalmente fechado 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 inferno para o lado da descarga e daí para o reservatório. A câmara acima do "spool" tende a esvasiar-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 ftltro 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. 1.3.l. Ventagem e controle remoto da válvula de alívio e segurança de operação indireta A tomada de ventagem e controle remoto dessa válvula possui as seguintes funções: • Quando em determinadas partes· do ciclo da máquina queremos fazer com que a válvula fique inoperante, ligamos essa tomada a uma válvula de controle direcional que quando acionada, permite a livre passagem do fluido da câmara superior do "spool" para tanque, fazendo com que o mesmo se desloque a baixíssima pressão, evitando assim, Um maior aquecimento do fluido. Podemos notar que esse tipo de procedimento é recomendado quando o sistema está descarregando fluido através da válvula de alívio durante muito tempo, quando não existe necessidade de utilização da pressão regulada na válvula.
Para o
sistema
Fig. IX.6 - Ventagem da válvula de alívio pilotada.
1
'1 1
Válvulas reguladoras de pressão
155
• Quando queremos que a válvula de alívio pilotada seja comandada à distância ( controle remoto) através de uma outra válvula de alívio de operação direta, ligamos a tomada de ventagem ou controle remoto à válvula de operação direta. Nesse caso, a válvula de controle da válvula pilotada deve estar com a _sua regulagem no máximo, ou na máxima pressão de trabalho. Como exemplo, podemos citar o caso de uma prensa de grandes dimensões em que a unidade hidráulica está montada na sua parte superior e o operador necessita modificar a regulagem de preSsão periodicamente.
Para o sistema
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r
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Fig. IX.7 - Controle remoto da alívio pilotada (sistema de duas pressões).
• Quando se quer permitir uma combinação de válvulas direcionais e válvulas de alívio de operação direta, para se obter tantas pressões quantas forem a necessidade da máquina.
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Para o sistema
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1 L.L.J
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Fig. IX.8 - Combinação de ventagem e controle remoto.
Manual de hidráulica básica
156
1
1.4. Considerações finais sobre as válvulas de alívio e segurança
1
Note-se que o dreno dessas válvulas é interno já que a linha de descarga é conectada para tanque. Entretanto, a contrapressão existente nessa linha deve ser a mínima possível visto que ela vem se adicionar à regulagem da válvula a pressão no circuito. Por essa razão, sempre que se tenha contrapressão excessiva na linha de retorno, deve-se utilizar o dreno externo. Comparando-se as válvulas de operação direta e as de operação indireta, vimos que, a primeira permite apenas a passagem de vazões limitadas e pressões inferiores à segunda. Apesar de que a pilotada antes de "abrir" permite um pico de pressão mais demorado, sua estabilidade e repetibilidade são superiores a válvula de operação direta.
Os dois gráficos, fig. IX. 9. e IX.10. demonstram o funcionamento desses dois tipos de válvulas de alívio e se.gurança.
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Vazão - L/min Fig. IX.9 - Vazão-pressão na válvula de r,peração direta.
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Vazão - L/min Fig. IX.10 - Vazão-pressão na válvula pilotada
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1
Válvulas reguladoras de pressão
157
2. VÁLVULA DE DESCARGA
A válvula de descarga nada mais é do que uma válvula de alívio de piloto externo, i.é., ao invés de ter o piloto interno como a alívio, o possui externamente. As válvulas de descarga são válvulas reguladoras de pressão, normalmente utilizadas em circuito de alta e baixa pressão (bombas em paralelo).
Para o sistema (70 bar)
(!Obar)
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_ _ _ _ _J1
Fig. IX.11 - Exemplo de aplicação da válvula de descarga.
Observando a figura anterior, temos esquematizado um circuito hidráulico onde devemüs deslocar um cilindro com alta velocidade e baixa pressão até atingir o ponto de trabalho onde será exigido baixa velocidade e alta pressão. Para isso,são utilizadas duas bombas; uma de deslocamento fixo trabalhando em baixa pressão e alta vazão, e outra de deslocamento variável com compensação de pressão trabalhando para alta pressão e baixa vazão. Quando se inicia o ciclo, as duas bombas fornecem grande vazão ao cilindro que avança a grande velocidade e força nula. Quando o cilindro começa a efetuar o trabalho propriamente dito, a pressão do sistema aumenta e através do duto piloto abrimos a válvula de descarga que desvia toda a vazão da bomba de deslocamento fixo para tanque, ao mesmo tempo em que a válvula de retenção serve como proteção a essa bomba e evita que também a vazão da outra bomba se dirija para o reservatório. Dessa forma, o cilindro avançará, agora, mais lentamente e a plena carga, pois, apenas a bomba de vazão variável efetua o trabalho.
1
1, 1; 1
Manual de hidráulica básica
158 Esse bujão é usado em válvulas de seqüência
Saída p/ secundário Entrada de pressão - Esse bujão é usado em válvula de seqüência e descarga operada remotamente Esse bujão é usado em válvula de seqüência · operada diretamente Fig. IX.12 - Válvula de descarga em corte.
A representação em corte da figura anterior nos mostra que a válvula de descarga é idêntica a válvula de alívio de operação indireta com a diferença que, na primeira, a fonte de pressão para a pilotagem é sempre remota (piloto externo).
2.1. Válvula de descarga diferencial
A válvula de descarga do tipo diferencial (fig.IX.I3) opera com um diferencial de área entre o "poppet" da válvula de controle e um pistão piloto na ordem de 10 a 20%.
Poppet (área 15%menor do que a do pistão piloto)
Válvula de controle
Dreno Pilotagem externa
Pistão piloto (área 15%maior do que a do "poppet" piloto)
Fig. IX.13 - Corte esquemático da válvula de descarga diferenc1al.
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1
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Válvulas reguladoras de pressão
159
A pressão de descarga da bomba é controlada pela força da mola que age sobre o "poppet". O pistão piloto,logo abaixo do poppet,é atuado a partir de uma pressão piloto externa, ocasionando a abertura do "poppet" a uma pressão selecionada. Quando ele é acionado, o spool passa a posição normalmente aberto. O pistão piloto evitar, então, que o "poppet" reassente-se (ver pressão de reassentamento) antes que a pressão caia abaixo do diferencial requerido. Quando ocorre a pressão dê reassentamento, o "poppet" volta a sua sede e a pressão no interior do spool é equalizada e a mola então empurra o poppet para a posição normalmente fechada. Na figura que segue, vemos uma aplicação típica da válvula de descarga diferencial. Um acurnu~ lador é carregado até urna determinada pressão quando o pistão piloto, através da pilotagem externa, efetua a abertura do "poppet". A vazão da bomba, então, é descarregada para tanque até que a pressão caia em tomo de 15% (diferencial entre as áreas) abaixo da pressão regulada quando a válvula fecha novamente e o processo se repete.
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Para o sistema
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Fig. IX.14 - Exemplo de aplicaçãO da válvula de descarga diferencial.
A válvula de descarga diferencial difere da válvula de descarga comum por duas razões simples de serem observadas;(!) por possuir uma dupla pilotagem (interna e externa) para assegurar o efeito do diferencial de pressão através do diferencial de área; (2) por possuir dreno externo, já que, qualquer contrapressão, por menor que seja, pode influir negativamente na atuação do diferencial.
3. VÁLVULA DE CONTRABALANÇO Muitas vezes não desejamos que um elemento acionado hidraulicamente inicie o seu movimento antes que apliquemos sobre ele uma ação positiva, no nosso caso, fluido sobre pressão. Como exemplo, podemos citar o caso de grandes prensas onde o punção deve ser mantido na posição superior durante a retirada da peça trabalhada e alimentada com nova matéria prima. Devemos evitar a sua descida pelo efeito da força da gravidade. (Fig. IX.15.)
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Manual de hidráulica básica
160
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~----+-Fig. IX.15 - Exemplo de aplicação da contrabalanço.
Para cumprir essa função utilizamos as válvulas de contrabalanço, podendo ser de comando direto ou remoto (piloto interno ou externo). A válvula de contrabalanço nada mais é do que outra versão das válvulas de alívio e descarga de operação indireta, como mostra a figura que segue. Geralmente vem incorporá.da com uma válvula de
retenção integral para permitir o fluxo- ,reverso livre.
Dreno interno Saída ou entrada de - - - •
vazão reversa Entrada ou saída de vazão reversa
i Fig. IX.16 - Corte esquemático da válvula de contrabalanço. 1
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Válvulas reguladoras de pressão
161
Seu funcionamento é idêntico ao das válvulas anteriores, e pode, de acordo com o circuito e a exata função desejada, ter as seguintes diferenças: • Dreno externo - quando a contrapressão da linha ajusante da válvula, é suficientemente alta, impedindo o uso do dreno interno. • Piloto externo - quando a função da válvula é apenas garantir a permanência de um grande peso no ponto morto superior ao cilindro e a sua descida não necessita ser controlada. Nesse caso, a regulagem da contrabalanço deve sêr a mínima possível a fim de evitar que o movimento descendente do peso seja feito de fonna irregular. • Piloto interno - quando, além da necessidade de se manter o peso em posição elevada, devemos controlar o seu movimento descendente.
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4. VÂLVULA DE SEQUÊNCIA
Observemos o circuito hidráulico da figura IX.17. (!)
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Fig. IX.1 7 - Circuito hidráulico seqüencial.
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Manual de hidráulica básica
162
No esquema representado, temos dois cilindros que serão movidos pela mesma fonte de pressão. Entretanto, tanto no avanço como no retorno, um dos cilindros deve completar o seu trabalho antes do segundo iniciar o seu.
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Uma maneira de se conseguir isso e garantir realmente que um cilindro atinja o fim de curso de trabalho antes que o outro inicie o seu, é utilizando válvulas de seqüência. O circuito demonstrado é um circuito típico de uma máquina furadeira em que um cilindro (cilindro (1)) prende a peça é o outro (cilindro (2)) a fura. Evidentemente o ciclo deverá ser idealizado de forma que o cilindro (1) avance antes que o (2) para que depois o (2) retorne antes do(!). Supondo que as válvulas de seqüência "A" e "B" estejam reguladas para 35 b·ar, temos que, a. válvula de alívio "C" deve estar regulada para uma pressão superior, i.é., essa válvula limitará a pressão máxima para o trabalho,por exemplo, 140bar Ligando o solenóide "S2" da válvula de controle direcional (2), o fluido deverá percorrer o caminho mais fácil, em outras palavras, deverá primeiro estender o cilindro (1) e prender a peça, para depois, com a elevação da pressão, abtir a válvula de seqti.ência "B" para estender o cilindro (2) e furar a peça. No retomo, ligamos o solenóide "Sl" e retornaremos primeiro o cilindro (2), para depois, abrindo a válvula de seqüênc!1 "A" retornar o cilindro (1). Quando "SI" e "S2" estão desligados, a válvula (2) está centrada e a bomba descarrega toda a vazão diretamente para tanque, através do filtro de retorno. Observemos também que, quando ambos os cilindros chegarem a fim de curso, tanto no avanço como no retorno, a bomba descarrega sua vazão para tanque através da válvula de alívio. Este bujão é usado em válvulas de seqüência 'li.
Dreno externo ~ - - - - -
Entrada - - - - - - -
Esse bujão é usado em válvula de controle interno - - - Esse bujão é usado em válvula de controle remoto Ftg. IX.18 - Corte esquemático da válvula de seqüência.
Na figura anterior, notamos que a válvula de seqüência é idêntica as válvulas explanadas anteriormente, tendo as seguintes diferenças: • ao invés de termos descarga para tanque temos a saída para um circuito secundário. • dreno externo, já que não poderíamos drenar a câmara da válvula de controle para uma linha de pressão. A válvula de seqüência pode ser controlada diretamente ou remotamente {piloto interno ou externo), de acordo com o tipo de sistema em utilização. O retorno do fluido não poderá ser feito através da própria válvula se for montada no corpo uma válvula de retenção integral, a exemplo da válvula de contrabalanço. No circuito da figura IX.18 as válvulas "A" e "B" são,ambas, válvulas de seqüência com retenção integral.
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Válvulas reguladoras de pressão
163
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Fig. IX.19 - Válvula de seqüência com retenção integral.
Fig.l:X.20 - Válvula de scqUência com retenção em "bypass" (paralelo).
S. VÂLVULA REDUTORA DE PRESSÃO
Vimos anteriormente que, para protegermos um circuito contra sobrecargas e limitar a pressão de trabalho, utilizamos válvulas de alívio e segurança. Entretanto, muitas vezes, temos circuitos hidráulicos onde diversos ramos são alimentados por uma mesma fonte, mas que devem trabalhar a níveis de pressão diferentes. Para isso, utilizam-se válvulas redutoras de pressão. No circuito da fig. IX.17 poderíamos colocar uma redutora logo após a válvula de seqúência "B", a fim de nos assegurarmos que a pressão fornecida ao cilindro (2) nunca ultrapasse um nível selecionado, acima do qual o cilindro executaria, uma força excessiva comprometendo a broca da furadeira.
VÁLVULA REDUTORA
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Dreno
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1 1
Entrada de alta pressão
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Saída de pressão reduzida
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VÁLVULA REDUTORA
COM RETENÇÃO INTEGRAL Entrada de alta pressão ou saída de vazão reversa Saída de pressão reduzida ou entrada de vazão reversa
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Fig. IX.21 - Corte esquemático da válvula redutora de pressão.
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-
Manual de hidráulica básica
164
A construção da válvula redutora é idêntica a das válvulas anteriores com as seguintes diferenças:
• O "spool" é montado invertido, de tal forma a tornar a válvula "normalmente aberta" (ao contrário das anteriores que eram normalmente fechadas). • O fluido proveniente da bomba chega ao "spool" através da entrada de pressão e passa para a saída da válvula (note que a entrada e saída dessa válvula ocupam posições inversas das vá1vulas anteriores). · Se a vazão que sai da válvula o faz a um nível de pressão menor do que o ajustado, nada acontece. Entretanto, se há uma tendência a que a pressão aumente (sempre que haja restrições a ajusante da válvula), se for atingido o nível de pressão regulado, a válvula de controle de operação direta abr~, permitindo que uma vazão passe pelo orifício no "spool" e com a perda de carga eausando o seu desbalanceamento, ele é obrigado a subir dentro do corpo e aumentar a restrição (diminuir a passagem) do fluido da entrada para a saída. Com isso, a vazão da bomba que entra na válvula, sofre uma perda de carga e sai com pressão reduzida ao nível desejado. Na realidade, o "spool" trabalha constantemente numa posição tal, que permite uma vazão reduzida permanente através da válvula. Como existe a necessidade de retorno do fluido do atuador para o reservatório, deve-se prever uma válvula de retenção integral, como visto na figura IX.21.
6. VÁLVULA SUPRESSORA DE CHOQUE Vimos que existem dois tipos diferentes de choque hidráulico, por compressão e por descompressão. O choque hidráulico deve ser evitado sempre que possível pois, quando existe, é sempre o maior suspeito responsável por uma quebra eventual. A maior causa da originação de choque hidráulico é a elevação rápida e excessiva da pressão no circuito, combinada com a resposta lenta de uma válvula de controle de pressão.
Pistão do acumulador Mola de alta resistência
••••••
•••
4
...
):(
Mola de baixa resistência Válvula de duas vias com
0
/1
r _
orifício
Fig. IX.22 - Válvula supressora de choque.
1
1
Orifício
165
Válvulas reguladoras de pressão
A figura IX.22 nos mostra o corte esquemático "a" e o símbolo adotado pela USAS! "b" da válvula supressora de choque. Na figura "a", a supressora de choque está instalada em um circuito cuja pressão pode se elevar na ordem de 8400bar por segundo. A válvula de alívio pilotada está ajustada para 210bar, mas o seu tempo de resposta é de 30ms (mili-segundos). Durante esse tempo a pressão pode se elevar até quase 252bar causando um choque hidráulico de 42bar. A função da supressora é absorver essa elevação de pressão antes da abertura completiJ. da válvula de alívio. Observando o gráfico da figura que segue, podemos notar a diferença de comportamento da elevação d;i pressão com ou sem a válvula supressora de choque. 210
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175
.....___ Sem supressão de choque
140
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135
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70
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Com supressão de choque
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35
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O L~~~--'-'~~~-'--'~~~-'---~~~-'-'~~~--'
o
25
50
75
100
125
Tempo (ms) Fig. IX.23 - Traçado osciloscópico da elevação da pressão em um circuito hidráulico.
É fácil verificarmos que um acumulador . pode fazer as vezes de uma válvula supressor a de choque que em realidade possui internamente um acumulador de mola. Veremos isso mais detalhadamente quando estudarmos acumuladores.
7. OBSERVAÇÕES FINAIS - SUMÁRIO As válvulas reguladoras de pressão são utilizadas para limitar ou determinar a potência do sistema através da modulação da pressão. Essas válvulas podem ser de operação direta ou indireta. O nome da reguladora de pressão geralmente descreve sua- ação no sistema hidráulico. Na prática, esses controles são normalmente abertos ou normalmente fechados. Podem ser drenadas interna ou externamente, dependendo das características de atuação. Válvulas de retenção integral permitem o retorno livre do fluido. O ·ajuste através de parafuso é o tipo mais .comum. Podem existir outros como: carnes, pedais, alavancas etc.
:1 :1
Manual de hidráulica básica
166
'º
CAME
'1
PEDAL
Fig. IX.24 - Outros tipos de ajustes.
As válvulas reguladoras de pressão pÓdem possuir diferentes tipos de construção, porém, o princípio de funcionamento será sempre o mesmo. Podemos observar que, basicamente, todas as reguladoras de pressão RACINE possuem a mesma construção, bastando apenas ligeiras modificações para se mudar a atuação. Por exemplo, se quizermos modificar uma válvula de alívio para descarga, basta bloquear o piloto interno com o mesmo parafuso que estava bloqueando o piloto externo.
X - VÁLVULAS DE CONTROLE DIRECIONAL
l. CONSIDERAÇÕES INICIAIS Em sua grande maioria, os sistemas hidráulicos necessitam de meios para se controlar a direção e sentido do fluxo do fluido. Através desse controle, pode-se obter movimentos desejados dos atuadores (cilindros, motores e osciladores hidráulicos, etc.), de tal forma que, seja possível se efetuar o trabalho exigido.
Existem vários processos distintos de se conseguir esse controle, podendo serem citados como exemplos: a) válvulas de registros b) válvulas direcionais Como as válvulas de registro, em sua grande maioria.são de acionamento demorado e cansativo, sua aplicação toma-se limitada em sistemas óleo-hidráulicos em que, muitas vezes, a resposta a um acionamento qualquer, tem que ser rápida e precisa.
Dentre os diversos tipos de válvulas de registro encontradas no mercado, podemos destacar as que estão ilustradas nas figuras que seguem.
Mane te
Vedação da haste Parafuso
Fig. X.1 - Válvula tipo globo.
Fig. X.2 - Válvula tipo gaveta.
-,,,,.; '
Manual de hidráulica básica
168
Vedação da haste
Fig. X.3 - Válvula tioo esfera.
Fig. X.4 - Válvula tipo agulha.
O processo mais utilizado para se controlar a direção e sentido do fluxo de fluido em um
sistema, é a utilização de válvulas de controle direcional, comumente denominadas apenas de válvulas direcionais. Esse tipo de válvula, como veremos,pode ser de múltiplas vias que, com o movimento rápido de um só elemento, controla a direção ou sentido de um ou mais fluxos diversos de fluido que vão ter à válvula.
2. TIPOS DE VÂLVULAS DIRECIONAIS As válvulas direcionais são de três tipos básicos diferentes:
a) Válvulas direcionais do tipo pistão ou esfera (poppet type). b) Válvulas direcionais do tipo carretel deslizante (sliding spool). c) Válvulas direcionais do tipo carretel rotativo (rotary spool).
2.1. Válvulas direcionais ao tipo pistão Esse tipo de válvula possui internamente um pistão (poppet) ou esfera apoiados contra uma sede pela ação de uma mola. Essas válvulas são denominadas de válvulas de retenção (check valves) e possuem boas características de vedação.
Sua utilização num sistema hidráulico é permitir fluxo livre de fluido em um sentido (no sentido de afastar o pistão ou esfera de sua sede) e impedir o fluxo no sentido contrário, ou mesmo,
perrniti-lo,quando desejado (caso da válvula de retenção pilotada). As válvulas de retenção são utilizadas em pressões de até 700bar devido as suas boas condições de vedação. Existem dois tipos de válvulas de retenção: a) válvula de retenção simples b) válvula de retenção pilotada
2.1.1. Válvula de retenção simples As válvulas de retenção simples são basicamente constituídas por um corpo, pistão (poppet) ou esfera mantidos contra uma sede no interior do corpo pela ação de uma mola.
-------..,,
1
1 '
1
'
1
Válvulas de controle direcional
169 TIPO PISTÃO
Em linha
Em placa
TIPO ESFERA
Em linha
Em placa
Fig. X.5 - Corte esquemático de umu válvula de retenção simples.
Como podemos observar na figura acima, esse tipo de válvula pode ser montado em linha ou em placa. Sua função é permitir o fluxo livre de fluido em um sentido ( contra a ação da mola) e impedi-lo em sentido contrário. Observe-se que, um_ aumento de pressão sobre o pistão ou esfera no sentido do fluxo não permitido, tende a empurrar, JT.l3ÍS· ainda.o pistão ou esfera contra a sede,aurnentando,mais ainda, a vedação. A pressão que começa a afastar o pistão de sua sede é denominada - corno nas válvulas reguladoras de pressão - pressão de abertura (c-raking pressure). Uma vez atingida a vazão máxima do sistema, a pressão que n1antém o pistão afastado de sua sede é maior do que a pressão de abertura.
A RACINE usa dois tipos de molas para suas válvulas de retenção simples, uma de 0,2 bar e outra de 4,48 bar. A mola de 4,48 bar é utilizada em casos especiais, como veremos mais adiante, neste capítulo. Existem duas aplicações típicas para esse tipo de válvula; uma protegendo determinado componente do sistema e outra,quando utilizada coino "bypass" (passagem em paralelo) em torno de componentes destinados a causar algum efeito de controle no sistema. Observando o circmto da figura X.6 de bombas em paralelo (veja capítulo sobre bombas) notamos que à função da válvula de retenção simples é impedir que a vazão da bomba de alta pressão se dirija a bomba de baix~ pressão,danificando-a,quando da elevação da pressão no sistema. Neste caso.portanto, a válvula de retenção simples está protegendo a bomba de baixa pressão e alta vazão. O segundo tipo de aplicação (bypass) pode ser observado na figura lX.18 do capítulo de válvulas reguladoras de pressão (circuito seqüencial). No sistema em "bypass", a válvula de retenção simples pode vir integrada no próprio corpo do equipamento e quando isso ocorre, dizemos que o equipamento possui retenção integral. Observe o esquema em corte do filtro de retorno da figura abaixo. Se o elemento filtrante fica obstruído por contaminantes acarretando um conseqüente aumento de pressão na linha de retorno, atingida a pressão de abertura, a válvula de retenção simples colocada em "bypass" permite a passagem livre do fluido sem que ocorra a filtragem, evitando, porém, problemas maiores para o sistema.
Maflllal de hidráulica básica
170
G)
Bomba de baixa vazão e alta pressão Bomba de alta vazão e baixa pressão
0
Válvula de retenção simples
1 1
___ J
G)
1
li 1
Fig. X.6 - Sistema de bombas cm paralelo (baixa-alta pressão).
1 1
1
1
!
!!
Corpo Bypass
Entrada-
Saída 1
I' 1
Elemento filtrante
Fig. X.7--,--- filtro de retorno com retenção integral cm bypass.
2.1.2. Válvula de retenção pilotada Existem casos em um sistema hidráulico em que se deseja que o fluxo de fluido seja livre em um sentido e impedido no outro até determinada parte do ciclo de trabalho, quando se quer que neste último sentido o fluxo se torne livre também. Nessas situações são utilizadas as válvulas de retenção pilotada.
! :
Válvulas de controle direcional
171
Poppct menor
Poppet maior
Entrada para fluxo livre de fluido
Pistão piloto Fig. X.8 - Corte esquemático de l\Jna válvula de retenção pilotada.
Basicamente, a válvula de retenção pilotada é constituída por um pistão (poppet), que mantém-se assentado em uma sede por efeito de uma mola, e um pistão piloto. O fluido, vindo no sentido de fluxo livre, afasta o poppet de sua sede e passa livremente dirigindose a um atuador, por exemplo, semelhantementé a uma válvula de retenção simples. A retenção pilotada impede o retorno do fluido que se dirigiu àquele atuador devido ao reassentamento do "poppet" na sede. Quanto maior for a tendência desse fluido retornar, maior será a vedação entre o "poppet" e a sede. No momento em que se deseja fazer o fluido retornar no sentido oposto ao do fluxo livre, aplica-se pressão hidráulica sobre o pistão piloto que empurra o poppet afastando-o da sede, permitindo o fluxo reverso. As válvulas de retenção pilotada RACINE possuem uma característica particular de projeto, denominada descompressão, que vem a ser o seguinte: O óleo mineral utilizado em sistemas hidráulicos, é considerado um fluido praticamente incompressível. A altas pressões entretanto, deve se.levar em consideração a compressibilidade do óleo no projeto do sistema. Qualquer modificação rápida da pressão do sistema, causa normalmente choque hidráulico, o que conduz a danos no equipamento. Para se evitar o choque hidráulico, as válvulas de retenção pilotada da RACINE são construídas com o sistema de poppet duplo. A figura X.S nos mostra um poppet n1enor montado dentro de. um poppet maior. O choque hidráulico é evitado quando o pistão piloto empurra o' poppet" menor.da sede.no "poppet" maior, através de uma pressão piloto mantida a um nível controlado. Quando ocorre o deslocamento do "poppet menor", permite-se uma queda controlada da pressão (descompressão) até atingir um nível em que não ocorra mais choques. Então,o poppet maior é aberto,pennitindo o fluxo reverso à grande vazão. As válvulas industriais de retenção ·pilotada da RACINE são apresentadas com suas duas características: • Relação de descompressão: que permite calcular o nível ótimo de pressão piloto em função da pressão máxima de trabalho que torna possível a descompressão C?,ntrolada sem choques. • Relação de abertura: que permite detenninar a pressão do sistema em função da pressão piloto, no qual o poppet maior irá abrir, permitindo o fluxo reverso livre à máxima vazão.
._ ;::J
Queda de Pressão
em bar
SÉRIE DE VÁLVULAS DE 210ba:r MONTADAS EM LINHA
SÉRIE VÁLVULAS DE 350ba:r
SÉRIE DE VÁLVULAS DE 700bar
VAZÁO-Q/min
VAZÃO - Q/min
VAZÃO - QJ min
V AZÁO - Q/min
V AZÁO - Q/min
12 18 22 26
3,5
30
Relação de Descompressão Relação
SÉRIE DE VÁLVULAS DE 210ba:r MONTADAS EM PLACA
0,7 1,4 2,1 2,8
Tamanho da válvula
de Abertura
VÁLVULA DUPLA BLOQUEIO CILINDROS 210ba:r COM MANIFOLD
1/4
80
33 48 60
116 144 172 192
68 76 11
3/8
11
3/4
11
100
40 58 71 82
138 168 196 216
92
3/8
160 228 280 320
11
3/4
360
11
50 74 90 106
19 23 28 33 38
113 11
11
192 264 320 364 400 11
480 600 680
304 440 540 640
800 980
19
48
23 28
68 88 104 112
720
740 800
1.120 1.200 1.240
2"
2"
3"
3/8
33 38 11
3/4
11
156 228 280
304
332 376
440 540 640 720
1 l/411
2"
1 I/411
3/8
16,1
20,1
20,1
20,1
20,1
24,1
38,1
36,1
36,1
36,1
36,1
3/4
t 1/4
16,1
3,1
3,1
16,5,1
16,1
u
75 ,1
75 ,1
2,6:1
2,U
2,1 :1
4,1
2,3,1
2,3,1
u
1,8:1
1,6,1
8,1
4,5 ,1
2,7,1
1,5 ,1
0,14
0,42
2,1
2,1
2,1
2,1
0,56
0,42
0,42
0,35
0,28
0,28
0,63
0,42
0,35
0,35
0,5
3,5
6
5
7,5
13
3,5
4,5
8
19
70
130
3,5
4,5
8
19
'
Pressão
de Abertura da f\.fola bar Peso - kg
1
~
;,
[ fü' Fig. X.9 - Características das válvulas de retenção pilotada RACINE.
;,-
"2 !:""
Válvzdas de controle direcional
173
2.1.2.1. Modo de se calcular as diversas grandezas
Denominemos de: PP = Pressão piloto Pt = Pressão de trabalho
Pa = Pressão de abertura Ra = Relação de descompressão R8 = Relação de abertura
Teremos que,
.1
Exemplo de cálculo:
Suponhamos que estamos trabalhando com uma válvula de retenção pilotada de 3/4", 200atm, montada em placa (veja a tabela da figura X.9). Se essa válvula é mantida fechada a uma pressão principal (pressão de trabalho) de 200atm, teremos que a pressão mínima piloto para que haja a descompressão, deverá ser igual a:
P, = 200bar ~ =
16:1
p = 200 P 16
Dessa forma a pressão cairá até atingir um limite mínimo de descompressão, quando ocorrerá a abertura do poppet maior. Esse limite mínimo será igual a,:
pp =
12,Sbar
---
R, =·2,1:1
Pa =12,5x2,l= 26,25bar
2.2. V:ílvulas direcionais do tipo carretel deslizante (slidind spool)
Uma maneira bastante prática para se controlar a direção e sentido do fluxo de fluido num sistema hidráulico é utilizando as válvulas direcionais denominadas de "carretel deslizante". Nessas válvulas, uma peça cilíndrica com diversos rebaixos (carretel), desloca-se dentro de um corpo no qual são usinados diversos furos por onde entra e sai o fluido. Os rebaixas existentes no carretel são utilizados para intercomunicar as diversas .tomadas de fluido do corpo, determinando a direção do fluxo. A figura que segue nos demonstra a maneira como qpera uma válvula de carretel deslizante no controle do movimento de um cilindro hidráulico.
Manual de hidráulica básica
174
Cilindro
.. ..
O pistão
retrocede
Lado da haste
----4------
Entrada de pressão
Haste da válvula deslocada para a esquerda
o o
·cilipdro O pistão
avança Lado da
cabeça Lado da haste
Entrada de pressão
o
Fig. X.10 - Exeffiplo de operação de uma válvula de controle direcional de carretel deshzantc.
Válvulas de controle direcional
175
2 .2 .1. As posições
De acordo com o tipo de construção, a válvula direcional pode assumir duas, três ou mais posições, isto é, a válvula terá quantas posições o carretel puder assumir modificando a direção e sentido do fluxo de fluido. Graficamente, essas posições podem ser simbolizadas como mostra a figura abaixo.
ITJ 2 Posições
3 Posições
4 Posições
Fig. X.11 - Simbologia gráfica das posições de uma válvula direcional.
2.2.2. As vias O número de vias é contado a partir do número de tomadas para o fluido que a válvula possui. Na simbolização gráfica, devemos sempre observar a seguinte regra: "O número de vias deve ser igual em cada posição e deve existir uma correspondência lógica entre elas". Observemos a figura que segue:
CIIl]
Duas posições, três vias
t:
It:l 1: 1A I
Três posições, seis vias
It l 1: ; 1X I
Três posições, quatro vi~
Fig. X.12 - Representação gráfica das vias.
Tomemos como exemplo a válvula de duas posições. Notamos que cada posição contém três vias e que existe uma correspondência lógica, isto é, temos uma via no canto superior esquerdo de uma posição assim como na outra; uma via no canto inferior esquerdo de uma posição assim como na outra; e finalmente uma terceira via no canto inferior direito de uma posição assim como na outra. Observe que o núm.ero de vias é contado em apenas uma posição. A figura abaixo nos mostra alguns tipos de símbolos errados de válvulas direcionais.
[XI[](l)
[Z[J(3) Fig. X.13 - Erros na representação gráfica das vias.
Manual de hidráulica básica
176 Vejamos a válvula (1). Em uma posição temos quatro vias e na outra três. Isso não existe.
Na válvula (2) temos o mesmo número de vias em cada posição e a correspondência lógica está presente. Observemos, entretanto,as posições extremas dessa válvula; elas são iguais. Ora, nesse caso,ao invés de se fazer uma válvula de três posições com duas posições iguais, faz-se apenas uma válvula de duas posições. Por fim, a válvula (3) apesar de ter o mesmo número de vias em cada posição (três), não obedece uma relação lógica, isto é, na posição da esquerda temos uma via no extremo superior "direito" enquanto que na outra, temos uma via no extremo superior "esquerdo". Isso também não existe. 2.2.3. Os acionamentos Existem diversas maneiras de se. acionar o carretel de uma válvula direcional. Entre as mais utilizadas podemos citar o comando manual (botão, alavanca, pedal, etc.), carne, elétrico e pressão piloto. A figura que segue ilustra alguns tipos de acionamento.
Tanque
Operação p/pedal Tanque atindro A Cilindro B OPERAÇÃO MANUAL Pressão _ _ OPERAÇAO ELETRICA Operação Tanque por carne
Cilindro B
Cilindro A
Cilindro A J Cilindro B Pressão
Pressão
Operação por piloto
C-1
C-2
Fig. X.14 - Alguns tipos de acionamentos de válvulas direcionais.
Válvulas de controle direcional
177
As válvulas operadas mecanicamente dispensam maiores comentários. Nos deteremos mais no acionamento por solenóide. O solenóide consiste basicamente de três elementos, a armadura, o T ou martelo e a bobina.
T ou martelo
Bobina
Fig. X.15 - Esquema do solenóide.
Quando passamos uma corrente elétrica na bobina, é gerado um campo magnético que empurra o martelo para baixo que, por sua vez deslocará o carretel da direcional dando nova direção ao fluxo de fluido. Obs.: No capítulo III são demonstrados todos os símbolos de acionamento. 2.2.4. As molas Quando queremos que a válvula direcional volte automaticamente para uma determinada posição, as molas são utilizadas como recllrso. Se a válvula é de duas posições, dizemos que ela possui "retomo" por mola. Se for de três posiçõe·s dizen1os que é "centrada por mola". Na simbolização gráfica, os dutos devem sempre ser desenhados na posição "não-acionada", como mostra a figura que segue.
/
Fig. X.16 - Posições não-acionadas.
A linha "P" significa o duto de pressão, a "T" o duto que se dirige ao reservatório e as linhas "A" e "B" aquelas que se dirigem às tomadas de um atuadoi;por exemplo. Vale salientarmos que a válvula de duas posições pode ter o mesmo corpo e carretel de uma outra de três posições,diferindo apenas, no acionamento, pois a primeira possui mola em apena& um dos lados. Dessa forma a posição central "passa direto" quando a válvula é acionada ou desacionada, e se está utilizando as posições extremas da válvula. Se quisermos, entretanto, utilizar uma das posições extremas com a central, basta introduzirmos um calço para limitarmos o curso do '~pool''.
l Manual de hidráulica básica
178
Da mesma maneira, se quisermos obter uma válvula de três vias, basta bloquear uma das vias da válvula de quatro vias. Veja o exemplo a seguir.
A
/ (!)
Fig. X.17 - Válvula direcional de duas posições e três vias, acionada por solcnóide e retorno por mola.
Em realidade, a válvula (1) nada mais é do que uma válvula de quatro vias com a tomada "B" bloqueada. 2.2.5. Os detentes Se por outro lado, quisermos que após feito o acionamento o carretel da válvula direcional permaneça na posição acionada, mesmo que cesse o efeito ou causa da ação, os detentes são utilizados como recurso.
Tanque
P T
o
Pressão
Fig. X.18 - Válvula de três posições e quatro vias, acionada por alavanca e presa por detente.
2.2.6. Os centros Considerando-se as válvulas de tiês posições, verificamos que possuem uma posição central. Essa posição central pode ter diversos tipos de configurações que são determinadas a partir da construção do spool. Na figura a seguir são demonstrados alguns tipos de centros que são utilizados pela RACINE. De acordo com as características e necessidades do projeto do circuito aplica~se o centro ideal para aquele tipo de serviço.
Válvulas de controle direcional
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179
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--IHISIII- li !l'StlXI
2
3
4
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7
8
9
R
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Fig. X.19 -Tipos de centros de válvulas direcionais utilizadas pela RACINE.
Os chanfros e furos. nos "spoolsn dos centros R e W. são responsáveis por uma descompressão Suave das linhas A e B, pois de outra maneira se é muito grande a pressão contida nessas linhas, quando centrássemos a válvula ( centro 2 ou 7), poderíamos ter um choque hidráulico por descompressão na linha de retomo.
2.2.7. Válvulas maiores acionadas por solenóides O solenóide, por se tratar de um comando elétrico, auxilia em muito a automação de um circuito hidráulico. Existem casos entretanto, que o solenóide não pode ser aplicado diretamente à válvula. Citamos o exemplo de um sistema hidráulico que necessite de uma vazão não inferior a 227 Q/min ( 60GPM) .. Neste caso, as válvulas direcionais presentes no sistema não poderiam ser menores
Manual de hidráulica básica
180
do que 1.1/4'' para permitirem a passagem dessa vazão. Supondo haver a necessidade de automação do circuito através da utilização de solenóides, iríamos nos defrontar com um grande problema. É fácil observarmos que, quanto maior for a válvula de controle direcional, maior terá que ser o solenóide, a fim de que o campo magnético seja suficientemente intenso para mudar a posição do spool, vencendo a força de oposição criada pela grande vazão de óleo que passa através da válvula.
Verifica-se que para válvulas de tamanho superiores a 1/2,,, não se justifica, tanto construtiva como economicamente, a aplicação direta do solenóide no acionamento da válvula, pois,quanto·maior for o solenóide, maior será o consumo de corrente elétrica e menor será a sua durabilidade. Como solução desse problema, costuma-se utilizar o que denominamos de "sanduíche de válvulas". Trata-se de uma válvula acionada por solenóide que é acoplada a uma outra maior (v. fig. X.20). Quando acionada a válvula menor, uma pressão piloto é transmitida ao spoll da válvula maior causando o acionamento desta última. "Spool" da válvula menor
Válvula menor
Capa protetora do solenóide Solenóides pequenos: maior durabilidade, menor consumo de corrente
"Spool" da válvula maior
Fig. X.20 - "Sanduíche" de válvulas direcionais.
O princípio de acionamento pode ser explicado através do esquema que segue.
181
(!)
Fig. X.21 - Esquema de funcionamento de um sanduíche de válvulas.
O fluido se dirige à válvula pelo duto(!) encontraudo a tomada P, da válvula maior, fechada. Dessa forma, através do duto piloto (2) (interno), o fluido dirige-se à válvula menor encontrando a tomada P' fechada. Se acionarmos o solenóide S l o fluido do duto piloto (2) passará através da válvula menor no sentido P'-A' e através da passagem pelo duto (3) aciona o "spool" da válvula maior para a direita por intermédio da pressão piloto. Nesse momento, a grande vazão de fluido passa pela válvula maior nos sentidos P para A e B para T. Quando acionado o ''spool" da válvula maior, o fluido contido do outro lado da válvula, dirige-se à válvula menor pelo duto (4) seguindo o caminho B'-T' retornando para tanque através do dreno interno (5). Se acionarmos o solenóide S2 o fluido do _duto (2) segue o caminho P'-B' e através da passagem pelo duto ( 4) aciona o "spool" da válvula maior para a esquerda. Assim, a grande vazão de fluido passa pela válvula maior nos sentidos P para B e A para T. Da mesma forma, o fluido contido no outro lado da válvula maior dirige-se à menor pelo duto (3) seguindo o caminho A'-T' retornaudo para tanque através do dreno interno. Neste exemplo podemos verificar a aplicação do centro 7 na válvula menor. Quando ambos os solenóides não estão acionados, a válvula menor fica na posição central devido a ação das molas. Dessa forma, qualquer pressão que possa existir em um dos pilotos da válvula maior é aliviada para tanque e o "spool" dessa válvula retorna a posição central pela ação das molas. Para simplicidade de representação, o esquema pode ser substituido pela representação gráfica simplificada. No exemplo da figura X.21 os dutos piloto e dreno são internos às próprias válvulas e por esse motivo,dizemos que o conjunto possui piloto e dreno interno. Suponhamos agora, que por exigência de projeto a válvula maior tenha que possuir centro 3 aberto (v. fig. X.22).
Manual de hidráulica básica
182
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Fig. X.22 - Pilotagem externa em um "sanduíche" de vâ!vulas direcionais.
Podemos observar que, mesmo sendo acionado qualquer um dos solenóides da válvula menor, não teríamos pressão piloto suficiente para acionarmos o "spool" da válvula maior pois, como sabemos, o fluido sempre percorre o caminho .mais fácil e, assim sendo, ele percorreria o caminho "P" para "T" da válvula maior dirigindo-se para tanque, e a pressão em ambos pilotos seria igual. Para evitarmos esse tipo de problema colocamos, antes da entrada de fluido nas válvulas, a válvula de retenção simples RS (fig. X.22) com uma mola de 4,4 bar, (veja o item 2.1.1. deste capítulo "válvula de retenção simples") e fazemos uma pilotagem ··externa"ào conjunto: Sabemos que para o "spool" da válvula maior mudar de posição,. é necessário que haja um diferencial de pressão entre os pilotos de 4,4 bar. Vemos, portanto, que esse diferencial é assegurado pela introdução da retenção simples com uma mola de 4,4 bar. No exemplo da figura X.22, dizemos então, que o conjunto possui piloto externo e dreno interno. Finalizando esse estudo, suponhamos agora, que temos uma contrapressão no retorno das válvulas. Uma válvula de controle de vazão colocada após a tomada "T", por exemplo, p~de originar essa contrapressão que irá se transmitir no dreno interno do "sanduíche", impossibilitando a mudança do "spool" da válvula maior, pois, se de um lado desse "spool" temos uma pressão piloto, do outro temos a contrapressão transmitida no dreno interno.
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Válvulas de controle direcional
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Dreno externo T- 1
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Fig. X.23 - Drenagem externa em um "sanduíche" de válvulas direcionais.
A figura X.23 mostra uma maneira de se solucionar esse problema. Podemos notar que foi feita uma drenagem externa do conjunto que é dirigida diretamente para reservatório afim de que não apareça a contrapressão; No exemplo dessa figura dizemos então que o conjunto possui piloto interno e dreno externo. Evidentemente poderíamos ter um conjunto com piloto e dreno externo, assim como, uma variação muito grande de tipos de "sanduíche" como mostra a figura que segue.
Manual de hidráulica básica
184
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Fig. X.24 - Alguns tipos de "sanduíche" de válvulas direcionais.
É importante salientarmos que outros acessonos opcionais podem ser adicionados ao "sanduíche". Um deles,por exemplo,é o "pilot chokes" (v. fig. X.25), utilizado para reduzir o tempo de resposta da válvula, propiciando uma mudança suave e precisa do spool da válvula maior.
Vá!JJulas de controle clirecional
185
Solenóide
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Ftg. X.25 - Utilização do pilot-chokes.
2.2.8. Os comandos múltiplos Tratores, guinchos, guindastes e máC]_wnas agrícolas em geral, cada vez mais vCm se utilizando dos equipamentos hidráulicos. É fácil observarmos que as válvulas direcionais aplicadas nesses equipamentos devem possuir inúmeras características tais como, compactibilidadc, robustez, fácil manutenção, simplicidade de acionamento etc. Pensando em atender a todas essas exigências, é que foi desenvolvido o comando mobile (comando móvel).
Manual de hidráulica básica
186
l 1
O comando mobile é constituído basicamente por um corpo de admissão, um ou mais corpos centrais e um corpo de descarga. Com a possibilidade da associação de vários corpos centrais em sérieformando um "sanduíche" pode-se acionar diferentes atuadores ao mesmo tempo ou em separado, dependendo do tipo de comando.
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Corpo de admissão
corpo de descarga
Fig. X.26 - Ilustração de um comando mobile.
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Fig. X.27 - Aplicação típica de um comando mobile.
Válvulas de controle direcional
187
De uma forma geral, existe uma grande variação nos tipos de comandos. llustraren1os a seguir o esquema do comando tamanho nominal 1/4" da RACINE.
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Fig. X.28 - Representação gráfica do comando BD da RACINE.
No esquema da figura X.28 temos ~epresentados três corpos centrais do comando BD. Podemos observar que cada corpo é uma válvula de três posições e seis vias e que, na posição central ocorre a passagem livre do fluxo de fluido que é denominada de "bypass". Quando nenhum dos corpos está acionado, o fluido dirige-se diretamente para o reservatório através da linha "bypass". Este é um comando "prioritário", pois, se o primeiro corpo central for acionado, os outros dois, mesmo acionados, não terão função. Se o segundo for acionado, .o terceiro estará "desligado" do sistema. Naturalmente, devemos observar que se um desses corpos centrais está conectado a um cilindro de simples ação com retorno pela gravidade, mesmo que um corpo central anterior seja acionado, poderemos acionar em conjunto o corpo central conectado ao cilindro para que seja efetuado seu retorno. Acoplada ao corpo de admissão do comando temos uma válvula de alívio que se abre quando algum corpo central é acionado e o fluxo de fluido que passava através desse corpo é interrompido ( o cilindro conectado ao corpo chegou ao fim de curso, por exemplo). Podemos ter acoplado ao corpo cent_ral uma ou duas válvulas de retenção pilotada. Neste caso o corpo central é um pouco maior e é denominado de "corpo alto". Na figura X.28 podemos observar que o terceiro corpo central possui acoplada uma válvula de retenção pilotada Junto a tornada A Outros tipos de comandos podem ter diferentes características de funcionamento como por exemplo, serem "não-prioritários". possuírem acopladas válvulas de alívio em cada tomada de saída dos corpos centrais etc. 2.3. Válvulas direcionais do tipo carretel rotativo (rotary-spool) Este é um outro tipo de válvula direcional em que um carretel (spool) gira dentro de uma cavidade cilíndrica no corpo da válvula, ocupando diversas posições, intercomunicando as diversas tomadas da válvula.
Manual de hidráulica básica
188
Para depósito Para válvula
Para depósito Para válvula
Para válvula
AVANÇO
NEUTRO
Para depósito Da válvula
Para válvula RETROCESSO
Fig. X.29 ~ Esquema de corte de uma válvula direcional de carretel rotativo.
No esquema da figura X.29 pode-se observar as três posições ocupadas por uma válvula desse tipo: avanço, neutro e retrocesso. Essas válvulas têm, a exemplo das de carretel deslizante, diferentes tipos de carretel. Podem também ser centradas por mola, retorno por mola ou com detente. Elas são normalmente de pequenas dimensões e seu uso quase que se restringe ao comando piloto das válvulas direcionais de maiores dimensões.
189
Válvulas reguladoras de vazão
XI - VÂLVUL.AS REGULADORAS DE VAZÂO
!.INTRODUÇÃO Como já vimos anteriormente, podemos controlar a força ou torque exercido por um atuador através do controle de nível de pressão do sistema por uma válvula reguladora de pressão.Porém, além da força ou torque, precisamos também regular a velocidade com que um determinado trabalho é realizado,de forma a obtermos o melhor rendimento possível da máquina. Como exemplo,podemos citar o avanço da broca de uma máquina furadeira. Até chegar à peça, a broca poderá ter um avanço rápido de aproximação e, quando prestes a furar a peça, a velocidade deve ser reduzida a fim de se obter uma furação perfeita e se evitar a danificação da ferramenta. Dentre as muitas maneiras de co.ntrole de velocidade de uma 1náquina hidráulica, podemos lançar mão das válvulas reguladoras de vazão ( também denominadas válvulas reguladoras de fluxo ou válvulas de controle de vazão). Esse tipo de válvula nos permite uma regulagem simples e rápida da velocidade do atuador através da limitação_ da vazão de fluido que entra ou sai do atuador, modificando assim,a velocidade de seu deslocamento.
2. PRINCIPIO DE FUNCIONAMENTO A vazão de fluido que passa através de um orifício, fixo ou vanável, é proporcional ao diferencial de pressão através do orifício. Essa: proporção, como mostra o gráfico da figura XI.1, indica que a vazão cresce com a raiz quadrada do diferencial de pressão (a curva é uma parábola).
Vazão
Diferencial de Pressão
Fig. XI. l - Vazão e diferencial de pressão.
Manual de hidráu.lica básica
190
Podemos obSer,ar portanto, que para um mesmo orifício, quanto maior for o diferencial de pressão, maior será a vazão. Em uma válvula reguladora de vazão, a área do orifício é o elemento controlável. Quanto maior for o orifício, maior será a quantidade de fluido que passará na unidade de tempo, para um determinado diferencial de pressão através do orifício. O fluxo de fluido também é inversamente proporcional à viscosidade cinemática do fluido utilizado, isto é, quanto menos" viscoso for o fluido,'maior será a vazão para um mesmo orifício e um mesmo diferencial de pressão. Sabemos que a variação da temperatura influi na alteração da viscosidade de um fluido, assim sendo, variando-se a temperatura podemos variar a vazão.
3. TIPOS DEVÂLVULAS REGULADORAS DE VAZÃO Dependendo do tipo de circuito, seqüência de movimentos, aplicações, etc., diferentes serão os tipos de válvulas reguladoras de vazão. Basicamente temos: a) Válvulas reguladoras de vazão sem compensação de pressão. b) Válvulas reguladoras de vazão com compensação de pressão. Ambos os tipos podem ser com ou sem válvula de retenção integral.
3.1. Válvulas reguladoras de vazão sem compensação de pressão Este é o tipo mais simples que existe de válvula reguladora de vazão. Pode ser comparada a uma torneira comum pois faz a regulagem ~a vazão restringindo ou aumentando a passagem de fluido pelo seu interior. O projeto de uma válvula de controle de vazão não compensada, apresenta-se quase tão variável como os chapéus femininos. Em ambos os casos não existem dois projetos iguais. A diferença porén1, é que nas válvulas reguladoras de vazão, a forma e construção interna determina grandemente o processo de controle da vazão, enquanto que, nos chapéus femininos,dificilmente se encontrará uma razão funcional para suas formas. Na figura abaixo, demonstramos três tipos muito utilizados.
Carretel com ranhura introduzido na bucha Bucha com © ranhura
Fig. XI.2 - Tipos de válvula:-. de controle de vazão: a) válvula do tipo agulha; b) válvula do tipo haste com orifício crescente; e) válvula do tipo carretel ranhurado.
Válvulas reguladoras de vazão
191
Esse tipo de válvula de controle de vazão pode vir também com uma retenção integrada, e costuma-se denominá-la: válvula reguladora de vazão não-compensada com retenção integral (v. fig. XI.3).
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Retomo livre
Vazão Controlada 1~,....,...~
Válvula de retenção
Fig. XI.3 - Válvula de controle de vazão não-compensada com retenção integral do tipo agulha.
É fácil observarmos que com esse tipo de válvula não temos um controle apurado da vazão, pois, qualquer variação no diferencial de pressão entre as tomadas da válvula, ou ainda, qualquer variação na temperatura do fluido, influirá decisivamente no controle da vazão. Dessa forma, não.se recomenda a utilização desse tipo de válvula em máquinas hidráulicas que requeiram um controle mais rigoroso da velocidade dos atuadores.
3 .1.1. Utilização em conjunto com a retenção pilotada
Sabemos que quando o fluido passa através de uma restrição, três coisas ocorrem; a) aumento da velocidade do fluido; b) aumento da températura do fluido; e, c) perda de carga. Podemos notar que a válvula reguladora de vazão, estabelece o controle de fluxo de fluido através do aumento ou diminuição da restrição à passagem do fluido, aumentando ou diminuindo,portanto,a perda de carga através da válvula. A partir desse princípio (perda de carga), costuma-se, na prática, introduzir uma válvula desse tipo na linha piloto da válvula de retenção pilotada (v. cap. X), de forma a fazer com que a abertura da válvula de descompressão da retenção pilotada, ocorra suavemente a partir do estabelecimento de uma pressão piloto próxima à pressão mínima de abertura da válvula de descompressão (v. fig. XI.4). Naturalmente, o correto seria a introdução de uma válvula redutora de pressão nessa linha piloto, porém,economicamente,é mais viável a introdução· da reguladora de Vazão, cujo custo é bem inferior ao da redutora, salientando-se ainda, o fato de que, às vezes, a vazão do duto piloto é tão pequena que não se justificaria o uso de uma redutora que poderia consumir quase que a totalidade dessa vazão através de seu piloto interno.
o '------~ - ~ - - Fig. XI.4 - Utilização da reguladora de vazão na abertura da válvula de descompressão de uma retenção pilotada.
I
Manual de hidráulica básica
192 3.2. Válvulas reguladoras de vazão com compensação de pressão
Como vimos, unia pequena variação no diferencial de pressão através da válvula reguladora de vazão (pressão de entrada-pressão de saída), pode ocasionar variação na vazão controlada pela válvula. Dessa maneira, em serviços em que a velocidade do(s) atuador( es) deve ser rigorosamente controlada(s), devemos lançar mão das válvulas reguladoras de vazão com compensação de pressão.
O princípio da compensação de pressão é fácil de ser explicado e está ilustrado na figura que segue. 4 Câmara B
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Entrada
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Fig. XI.5 - Válvula Reguladora. de Vazão com compensação de pressão. Princípio de funcionamento do compensador dé pressão.
A função do compensador de pressão é manter um diferencial de pressão constante através do orifício de controle, isto é, manter constante a diferença de pressão entre as câmaras A e B da válvula. O fluido que entra na válvula vai agir nas áreas 1 e 2 do "spool" que se encontra totalmente aberto, devido a ação da mola 3. O fluido que chega a câmara A com uma pressão de entrada Pe, passa pelo orifício 4 de controle de vazão e vai dar à câmara B com uma pressão de saída Ps. A pressão Ps chega até a câmara da mola 3 pelo canal 5, e vai agir no mesmo sentido da mola. Portanto, há sempre a força da mola mais aquela originada pela aplicação de Ps contra a área 2, em oposição à força originada da aplicação de Pe centrá a área 1. Como Pe é maior que Ps, o "spool" ocupa uma posição intermediária na válvula.Vejamos o que irá acontecer com a variação de Pe e Ps. 1
3.2.1. A pressão de saída (Ps) da válvula tende a aumentar. Portanto, o diferencial de pressão tenderá a diminuir, e com ele, a vazão através do orifício. Se Ps aumenta, o "spool" se deslocará no sentido de abrir mais a entrada da válvula, diminuindo a restrição. Dessa maneira a pressão de entrada irá sofrer uma perda menor, isto é, Pe será acrescida da mesma forma como o foi Ps e com isso teremos um diferencial de pressão igual aquele anterior ao aumento de Ps, o que fará com que não haja variação do fluxo que passa pelo orifício.
•
Válvulas reguladoras de vazão
193
3.2.2. A pressão de saída (Ps) tende a diminuir Neste caso o diferencial de pressão tende a aumentar e com ele a vazão através do orifício. Agora podemos observar que ocorrerá o processo inverso. A pressão Pe desloca o "spool" no sentido de fechar mais a entrada da válvula, aumentando a restnção. Dessa maneira a pressão de entrada Pe irá experimentar uma perda maior, isto é, Pe será decrescida da mesma forma como o foi Ps e com isso teremos um diferencial de pressão igual aquele anterior a diminuição de Ps, o que fará com que não haja variação no fluxo. É fácil observarmos que, se a pressão de entrada Pe tende a diminuir ou aumentar, o compensador de press-ão irá responder analogamente aos casos dos itens 3.2.1. e 3.2.2.,respectivamente.
Em realidade, essas operações são realizadas instantaneamente, não havendo solução de continuidade sensível no deslocamento do atuador. 3.2.3. A compensação da temperatura Sabemos que variando a temperatura do fluido, iremos alterar a sua viscosidade, alterando também a vazão reguladora pelo orifício de controle da válvula. A válvula reguladora de vazão compensada da RACINE possui um sistema de compensação de temperatura que obedece um princípio denominado "sharp-edge" (canto vivo) que experimentalmente demonstrou ser insensível a variações na viscosidade do fluido, mantendo o mesmo fluxo desde que a relação entre o comprimento do orifício e o seu diâmetro seja meríor do que 1 (v. fig. Xl.6). A vazão que passa através desse orifício varia em torno de 1% com uma variação de viscosidade de 300 para 90SSU.
Se a relação 1/Wé menor do que 1, o orifício é estabilizado em relação à temperatura.
Pig. Xl.6 - O "sharp-cdgc" (orifício com cantci vivo).
Existem também outras maneiras de se fazer a compensação de temperatura como ilustrado na figura que segue. Quando vana a temperatura do fluido o elemento de alumínio, por possuir um elevado coeficiente de dilatação, se dilata ou se contrai,d1minuindo ou aumentando a área do orifício de passagem do fluxo. Fluxo
11111111
Elemento d~ alumínio Fig. XI. 7 - Esquema de compensação de temperatura em uma válvula do tipo haste com orifício crescente.
Manual de hidráulica básica
194
4. TIPOS DE APLICAÇÕES DE VÁLVULAS REGULADORAS DE VAZÃO
Em um circuito hidráulico, existem três maneiras distintas de Se utilizar uma válvula reguladora de vazão. Elas podem ser montadas na "entrada", na "saída", ou em "sangria", sendo cada tipo de montagem destinado a fins específicos. 4.1. Controle de vazão na _entrada (Sistema Meter-ln) 4.1.1. Regulagem de entrada antes da válvula direcional.
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Fig. XI.8 - Circuitos com regulagem "Meter-ln" antes da direcional.
OBS.: No esquema do motor hidráulico foi introduzida a válvula de alívio ..cross-over" (válvula anti-cavitação) que consiste ·de um bloco ••manifold", com duas válvulas de alívio de operação indireta e outras duas de , retenção simples. Essa válvula é utilizada para se evitar à\:avitagão ou mesmo o choque hidráulico, que podem ser causados pela tendência que o motor hidráulico tem de continuar girar após o fechamento da válvula direcional.
a
f.,
Válvulas reguladoras de vazão
195
O fluxo de fluido proveniente da bomba é controlado na linha de pressão, antes da válvula direcional. O fluido de retorno chega a direcional praticamente sem pressão. O fluido em excesso é escoado pela válvula de alívio e a pressão de trabalho da bomba, regulada na válvula de alívio.é maior do que a pressão que chega ao atuador. Nesse tipo de circuito não se justifica a aplicação de válvulas direcionais de centro aberto (centros 2, 3, 4 e 5 da RACINE)., pois, o mesmo não traria grandes vantagens devido a que sempre haveria restrição à passagem do fluido na válvula reguladora de vazão. Poderia se prever uma ventagem I da alívio, caso a direcional permaneça muito tempo na posição central. Podemos observar que a vazão é controlada em ambos os sentidos de movimentação do atuador.
4.1 .2. Regulagem de entrada após a direcional
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Fig. XI.9 - Circuitos com regulagcm "Meter-ln" após a direcional.
Manual de hidráulica básica
196
Aqui, a válvula de controle de vazão está instalada na linha que vai ter a tomada do atuador e controla o fluxo de fluido antes do mesmo entrar no atuador. Nos circuitos acima podemos observar que ambos os atuadores são de duplo efeito, e o controle "meter-in" está sendo feito em cada tomada, tanto do cilindro,como do motor hidráulico. Como as válvulas reguladoras de vazão da fig. XI.9 possuem retenção integral, o fluido de retomo tem passagem livre para tanque. É evidente que se quisermos controlar apenas o avanço ou apenas o retomo do atuador, bâstaria a introdução de ·somente uma válvula reguladora de vazão antes da tornada respectiva.
Como no caso anterior, o excesso de vazão escapa pela válvula de alívio e a pressão de trabalho da bomba, regulada pela alívio, é maior que a pressão que chega ao atuador. Um circuito desse tipo é recomendado para aplicações em que a carga oferece uma resistência positiva à vazão, durante o curso controlado, sem te.ndências a saltos por quedas eventuais da resistência. É adequado,portanto,para mesas esmerilhadoras, máquinas de soldar, máquinas de moer e motores hidráulicos. Neste caso pode ser utilizada uma válvula direcional de centro aberto para se prever a descarga livre da bomba quando a direcional estiver centrada. 4.2. Controle de vazão na saída (Sistema Meter.Ou!)
.1
4.2.1. Regulagem de saída após o atuador
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ou
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Fig. Xl.10 - Circuitos com regulagem "Meter-Out" após o atuador.
Válvulas reguladoras de vazão
197
Neste tipo de controle, a válvula reguladora de vazão é colocada no retorno do atuador,regulando a vazão de descarga. Para se saber como deve ser regulada a válvula, no caso de cilindros, é necessário se calcular a vazão induzida (ver assunto referente no capítulo de cilindros). A pressão de saída, no caso de cilindros, será proporcional à pressão de entrada (ver pressão induzida no capítulo de cilindros), na mesma relação existente entre as áreas do cilindro e da coroa. A pressão de entrada no atuador será igual à pressão de trabalho da bomba regulada na válvula de alívio que descarregará a vazão em excesso. A retenção integral permite o fluxo livre do fluido no sentido oposto ao desejado de controle. O controle meter-out demonstrado na figura anterior, pode ser feito em apenas uma tomada do atuador. No esquema o controle é duplo, isto é, tanto no avanço como no retorno dos atuadores. Esse tipa de circuito é recomendado para aplicação de carga negativa, ou seja, quando a carga tende a·puxar o atuador, ou ainda,quando há queda na resistência, como um vazio em um bloco de ferro fundido que está sendo furado. É adequado, portanto, para máquinas de furar, escavar, perfurar, rosquear, serrar, tornear etc. Também é recomendada a utilização desse circuito quando não se deseja ter problemas de interferência no funcionamento de válvulas de seqüência, pressostatos e s~milares. Pode-se, também, aqui, utilizar centro aberto na direcional. 4.2.2. Regulagem de saída após a direcional
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Fig. XI.11 - Circuitos com regulagem "Meter-Out" após a direcional.
Manual de hidráulica básica
198
A diferença desses circuitos para os anteriores é que obtém-se regulagem nos dois sentidos de movimento do atuador com apenas uma válvula reguladora de vazão. Existe,porém,a de.svantagem de
ter-se que utilizar centro fechado para a direcional, pois o centro aberto não traria vantagens substanciais porque sempre havéria restrições à passagem do fluido para tanque.
4.3. Regulagem por sangria (Sistema "Bleed-off') Neste caso a válvula reguladora de vazão é colocada em Hbypass", antes ou depois da direcio-
nal, conforme se queira ou não vazão regulada nos dois sentidos ou regulagens diferentes em cada sentido.
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Fig. Xl.12 - Circuitos com regulagem "Bleed-Off'.
A válvula regula a passagem de fluido para o atuador, desviando parte para tanque. Dessa maneira, o excesso de fluido passa pela reguladora de vazão e não pela válvula de alívio, envolvendo assim.menor geração de calor no sistema. A pressão que chega ao atuador é a mesma de trabalho da bomba.
Válvulas reguladoras de vazão
199
Como a vazão regulada é uma subtração ao volume deslocado pela bomba, esse tipo de circuito é utilizado em sistemas de aplicação de carga constante. Variações de pressão influem no volume de descarga da válvula, o que causa variação de velocidade do atuador. É usado,geralmente,em mesas esmerilhadoras de ação recíproca, máquinas de alargar, afiar e acionamento de motores hidráulicos. Para descarga da bomba podemos utilizar válvulas direcionais de centro aberto.
5. OBSERVAÇÕES FINAIS
Como vimos, dependendo o tipo de aplicação, devemos decidir sobre que tipo de válvula reguladora de vazão podemos usar e onde devemos aplicá-la no circuito. Existem,'entretanto,casos particulares em que válvulas reguladoras de vazão especiais devem ser introduzidas no sistema. Quando se precisa, por exemplo, um- controle de vazão bem rigoroso podemos utilizar as reguladoras micrométricas (v. fig. Xl.13). Quando se deseja um sistema com mais de uma velocidade, podemos utilizar uma válvula como as demonstradas na fig. XI.14.,(0bserve que essas válvulas são acionadas mecanicamente). Quando se deseja um controle à distância pode-se utilizar uma reguladora comandada eletro-hidráulicamente (v. fig. XI.15). Quando o problema for espaço, podemos utilizar o bloco manifold com duplo ou único controle de vazão - "meter-in ou meter-out" - como mostra a figura Xl.16.
Símbolo
Entrada
Dreno
Saída
Fig. XI.13 - Válvula reguladora de vazão micrométrica.
Manual de hidráulica básica
200
Tipos de controle Entrada Dreno L!J
Saída
Tipos de Controle
Entrada
Dupla velocidade
Entrada Dreno
Saída
, ".
Saída Fig. XI.14 - Válvulas reguladoras de vazão acionadas mecanicamente.
Válvulas reguladoras de vazão
201
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- -
- -
-, 1
L'J
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Símbolo
Fig. XI.15 - Válvula reguladora de vazão acionada cletro-hidraulicamente.
Fluxo controlado
+
Fluxo livre ,Corte esquemático
Simbolo
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Meter-ln
Meter-Out Tipos de aplicação
Fig. XI.16 - Bloco manifold com duplo controle de vazão integral.
Manual de hidráulica básica
202
Uma outra válvula de funcionamento interessante é à válvula divisora de fluxo. Seu princípio de furtcionamento está ilustrado na figura que segue.
(4)
(3)
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(1) Entr~da (2) Retorno
( 3) Saída secundária
( 4) Saída prioritária (S) Piloto de acionamento da direcional (6) Válvula direcional com controle de vazão integral (7) Válvula de alívio (8) Válvula de. alívio principal
Fig. XI.17 - Princípio de funcionamento da divisora de fluxo.
O fluido que entra pelo duto (1), vai ter a válvula direcional (6). Se a vazão for maior do que a regulada na válvula reguladora de vazão, irá se originar uma pressão que acionará o spool da direcional, ocorrendo a divisão de fluxo. Pela saída prioritária sairá o fluxo regulado e, pela secundária, o excesso. A válvula de alívio prioritária (7) regulará a pressão máxima da linha que vai ter à saída prioritária, enquanto que, a válvula de alívio principal (8) irá regular a pressão máxima de ambas as saídas (naturalmente a regulagem da válvula (7) deverá ser inferior à da válvula (8).) Sua aplicação é mais constante em sistemas "mobile" como empilhadeiras, guindastes etc., em que, parte do fluxo, é desviado para a direção hidráulica (fluxo que sai pela saída prioritária) e o restante.para o sistema principal.
XII - ATUADORES ROTATIVOS
l.INTRODUÇÃO
Semelhantemente aos cilindros, os atuadores rotativos têm como função básica, transformar a força, potência ou energia hidráulica, em força, potência ou energia mecânica rotativa. Para melhor estudarmos os atuadores rotativos, vamos separá-los nas suas categorias principais: os motores e os osciladores hidráulicos.
2. OS MOTORES HIDRÃULICOS
A energia hidráulica fornecida para um motor hidráulico é convertida em mecânica sob a forma de torque e rotação. Construtivamente, o motor assemelha-_se a uma bomba, excetuando-se, evidentemente, a aplicação, que é inversa uma da outra. Existem casos, inclusive, em que o equipamento pode trabalhar ora como bomba, ora como motor hidráulico. 2.1. Tipos de motores hidráulicos
Assim como as bombas, os motores podem ser unidirecionais (um único sentido de rotação) ou bidirecionais (rotações em ambos os sentidos). Podem ser,também,de vazão fixa ou variável. • Tipos de motores de vazão fixa
a) Engrenagens* b) Palhetas . _ c) P1stoes
r
Radiais Axiais
• Tipos de motores de vazão variável a) Paihetas - _ { Radiais b) P1stoes Axiais
"'"Estão inclusos os motores do tipo gerotor, engrenagens excêntricas com anel crescente e rotores lobulares.
Manual de hidráulica básica
204
Obs.: Devemos entender como motor de vazão variável quando o mesmo possui um sistema interno de variação de vazão mecânica ou automaticamente como uma compensação de pressão interna. Daremos a seguir uma rápida idéia do princípio de funcionamento e características internas dos motores mais utilizados. 2.1.1. Motores de engrenagens A figura que segue nos mostra uma analogia entre uma bomba e um motor de engrenagens.
Saída Entrada
(B) MOTOR
(A) BOMBA
Fig. XIl.1 - Compaiação entre uma bomba e um motor de engrenagens.
Podemos observar a princ1p10 que, tanto a bomba como o motor de engrenagens,possuem as mesmas características construtivas internas. Em alguns tipos de motores são adicionados deflectores que conduzem de melhor forma o fluido injetado no equipamento, prevendo, às vezes, um torque inicial contrário ao desejado. Uma bomba de engrenagens bi-direcional pode ser utilizada como motor se possuir um sistema de vedação para altas pressões e um sistéma de drenagem interna ou externa. Na drenagem interna costuma-se utilizar válvulas de retenção simples para se evitar contrapressão na linha de dreno.
1
1 I 1
1 f
1
1 I I
L-0_J_-()_J
1 1
1 L...L.:.J Dreno externo
Dreno interno Fig. Xll.2 - Drenagem em motores de engrenagens.
Uma bümba de engrenagens unidirecional pode ser utilizada como motor na rotação inversa, tomando-se o cuidado,porém, de não se ter contrapressão na linha de descarga do motor (sucção da bomba).
Amadores rotativos
205
As observações acima não podem ser encaradas como regra geral, isto é, deve-se levar em consideração as características internas de fabricação da bomba e verificar as especificações do fabricante sobre a possibilidade de trabalho como motor hidráulico. Uma bomba que é utilizada como motor, deverá ter baixo torque inicial, principalmente quando nova. Esse baixo torque inicial pode ser melhorado se inicialmente fizermos o motor girar sem carga. Poderíamos classificar, também, como um tipo especial de motor de engrenagens, o motor gerotor. Como mostra a figura que segue, a construção interna pode ser de duas engrenagens excêntricas (uma interna à outra), ou ainda de uma engrenagem interna que gira em torno de um disco com vários cilindros de aço que fazem as vezes dos dentes internos da engrenagem maior. Seu prin'cípio de funcionamento pode ser associado ao da bomba do tipo gerotor e está perfeitamente ilustrado na figura Xll.3 .
. - - - - - - - - - - Rotação
(A) BOMBA
(B) MOTOR
Fig. XII.3 - Comparação entre bomba e motor gerotor.
Fig. XIl.4 - Esquema em corte de um motor do tipo gerotor.
Manual de hidráulica básica
206
Semelhante,ao caso anterior, quando drenados internamente, esses motores não trabalham em pressões elevadas, devido ao sistema de vedação interna. Quando, porém, essa drenagem é feita externamente o motor poderá trabalhar em pressões mais elevadas, a partir de um perfeito sistema de vedação interna. 2.1.2. Motor de palhetas 1
Continuando a associação com bombas, diríamos que alguns tipos de bombas de palhetas poderiam trabalhar como motor. No caso de bombas em que as palhetas dependem da força centrífuga para se desalojarem do rotor, é impossível a utilização como motor, isso porque o fluido passaria entre a carcaça e a palheta que não estaria totalmente estendida. Observa~se, portanto, que· nesse caso o iorque inicial seria praticamente nulo. Já no caso de bombas em que as palhetas são empurradas para fora do rotor pela ação de uma mola, a aplicação como motor seria viável. O mesmo pode acontecer no caso em que é introduzido fluido sobre pressão (3,5 a Sbar) nos rasgos onde se alojam as palhetas de forma a empurrá-las para fora do rasgo, mantendo-as em contato constante com a carcaça.
(!)
(2)
Fig. XII.5 - Princípio de funcionamento do motor de palhetas.
A figura anterior esquematiza ·o princípio de funcionamento de. um motor de palhetas balanceado. (1) O fluido sobre pressão atua diretamente sobre as palhetas I e 4, o que irá balancear a ação de pressão sobre o rotor. Com a entrada do fluido, as palhetas 1 e 4 transmitirão força ao rotor ocasionando o giro no sentido horário. As palhetas 2 e 5 encontram-se numa posição intermediária e sob pressão, ocasionando um torque de saída uniforme. Por fim, as palhetas 3 e 6 encontram-se recolhidas assegurando o balanceamento hidráulico. (2) As palhetas 1 e 4 agora encontram-se na p~sição de exaustão do fluido enquanto que as palhetas 3 e 6 iniciam-se no ciclo de pressão e as palhetas 2 e 5 encontram-se recolhidas próximas a iniciarem o ciclo de pressão.
Amadores rotativos
207
2.1.3. Motor de pistões 2.1.3.l. Motor de pistões radiais Assim como em bombas, existem dois tipos· de motores de pistões radiais. O de bloco rotativo e o de bloco fixo. Anel
Dreno
Bloco rotativo
Sapata Separador (não gira) Fig. XIl.6 - Motor de pistões radiais de bloco rotativo.
O funcionamento do motor de pistões radiais de bloco rotativo está ilustrado na figura acima O rotor, onde estão alojados os pistões, gira excentricamente a um anel pela ação da pressão do fluido injetado nos alojamentos dos pistões. O to_rque inicial desse tipo de motor ê muito baixo. Como podemos observar, o anel excêntrico pode fazer um controle interno de vazão, ou ainda vir associado a um-sistema de compensação de pressão.
Fig. XII. 7 - Esquemas em corte de dois motores de pistões radiais.
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Fig. XIl.8 - Vista explodida de um motor de pistões radiais de bloco estacionário.
2·
J
Amadores rotativos
209
As figuras XII. 7 e XII.8 ilustram as características internas do motor de pistões radiais de bloco estacionário. Devido ao sistema de vedação interno e princípio de funcionamento, quando é exigido um alto torque este é o motor recomendado. Existem motores que são providos de um sistema interno de compensação de pressão, que varia o torque disponível (quando necessário) reduzindo ou aumentando a rotação através de uma redução automática da vazão que lhe é fornecida. 2.1.3.2. Motor de pistões axi,µs O princípio de funcionamento para uma bomba de pistões axiais é igualmente válido para esse tipo de motor (v. bombas).
Fig. XIl.9 - Esquema em corte de um motor de pistões axiais.
No caso de bombas de pistões axiais, a modificação de bomba para motor poderá ser efetuada, em alguns casos. Isso, porém, não é regra geral e deve-se consultar o fabricante do equipamento a respeito. Outros equipamentos podem trabalhar como bomba em um sentido e no sentido oposto, como motor. 2.2. Dimensionamento do motor hidráulico Naturalmente o que interessa no projeto, é saber que torque e rotação um motor hidráulico poderá fornecer. Podemos observar que existe uma relação direta entre o torque e a pressão e ainda entre a rotação e a vazão. Para entrarmos na parte de cálculo, daremos, inicialmente, algumas definições importantes. 2.2.l. Trabalho Define-se como trabalho o produto entre a força e a distância ou espaço percorrido durante a atuação dessa força r-----..,
'
''
T
= F •d
1 1
'
L---r--J~
i
1
.' Peso
1
Distância ___j__
Fluido de pressão
-,-d;~,..,... Fig. XIl.10 -Trabalho.
Supondo que na figura ao lado, o peso é de 500kg e a distância percorrida foi de 2 metros, temos: T
= F • d
T
= 500 X 2
T
= lOOOKgfm
Manual de hidráulica básica
210 2.2.2. Torque
O torque poderia ser associado ao trabalho em termos de unidade, porém como o torque trata-sé de uma "força rotativa" também denominada de "momento torçor", definimos o torque como sendo o produto entre a força pelo braço de aplicação da mesma.
r
T=F · b Braço
Motor hidráulico
Supondo que na figura ao lado a força aplicada é de 500kgf e que o braço de aplicação é de 2 metros, temos que:
T-F. b Força
T - 500x2
T - !OOOKgf.m Fig. Xll.11 -Torque.
Dizemos que um motor hidráulico está aplicando um torque puro, quando esse torque está sendo aplicado à rotação nula. No motor hidráulico ocorre um decréscimo do torque com o aumento da velocidade, devido ao que chamamos de "perda entre as tomadas" (v. fig. XIl.12). O torque do motor hidráulico depende, basicamente, de dois fatores:
(1) A pressão fornecida e (2) a área dos elementos internos do motor onde atuará essa pressão.
Torque Torque máximo
- - - -=---...cc
------------
i Torque teórico -
- - - - - - Torque real Perda
Velocidade
Fig. XIl.12 - O torque real de um motor hidráulico.
A "perda entre as tomadas" varia de acordo com o tipo de vedação interna do motor, isto é, quanto mais perfeita for a vedação e menor o desgaste interno do motor, menor será a perda. O "torque real" do motor hidráulico também é denominado "torque de saída".
.' Atuadores rotativos
211
O "Iorque de partida" é,geralmente,menor do que aquele ilustrado no gráfico da Fig. Xll.12 quando temos velocidade nula, isso porque, devemos descontar, também, as perdas por atrito. Entretanto o "torque de partida" poderá ser maior do que o torque fornecido com rotação máxima do motor. Como podemos observar no gráfico, existe um ponto em que o torque atinge um valor máximo. Neste ponto as "perdas entre as tomadas" será mínima e o rendimento do motor hidráulico máximo.
Existe o caso·particular de motores de pistões em que o número de pistões é ímpar. Supondo ser 5 o número de pistões, teoricamente o "torque de partida" seria fornecido por dois e meio pistões. Ocorre que, invariavelmente, três pistões podem se encontrar no ciclo de descarga do motor, assim sendo, com um pequeno giro angular do motor, poderemos aumentar o "torque de partida" colocando o máximo possível de pistões na região de atuação da pressão. Define-se ainda como "torque específico" o torque correspondente para cada biri de pressão. 2.2.3. Velocidade Como já vimos e sabemos, a velocidade de um motor hidráulico depende diretamente da vazão que é fornecida ao motor, e para fins de pr(?jeto e dimensionamento, costuma-se dar essa velocidade em rotações por minuto. Alguns fabricantes costumam fornecer em catálogos qual o volume necessário de fluido para ocorrer uma revolução no motor, outros ainda, a vazão necessária para um determinado número de rotações por minuto (esse valor é denominado "deslocamento" do motor). De qualquer forma, pode-se simplificar o cálculo da velocidade do motor através da seguinte fórmula: v
m
Q.K
= ---
Vr
~
onde:
Vm = veloçidade do motor em r.p.m. Q = vazão fornecida Vr = deslocamento por revolução K = constante
K
-+ = 231 quando Q=GPM e Vr=cuin/revol. -+ = l quando Q=R/min e Vr=dm3 /rev. { -+ = 10- 3 quando Q=Q/min e Vr= m' /rev.
2.2.4. Potência A potência envolve três fatores distintos: força, distância e tempo. Em outras palavras, determina-se a potência produzida ou a ser fornecida, a partir do trabalho realizado em um determinado tempo.
N=2: t
N= T = F = d= t=
N=~ t
potência trabalho força distância tempo
Manual de hidráulica básica
212
Tempo
Fig. Xll.13 - Potência =Trabalho/Tempo
Vimos entretanto que, o torque pode ser comparado com a realização de trabalho. 'Dessa forma, multiplicando-se o torque pelo número de revoluções por minuto, determinaremos a potência. N = potência T = torque vm = velocidade do motor em rpm
N=T.vm
Sabemos também que a partir da energia hidráulica fornecida para o motor, poderemos calcular a potência fornecida.
N =.!'.....:._q K
onde
N= P= Q= K=
Potência Pressão
v.azão Fator de conversão
456 quando P = bareQ ·= Q/min { 1714 quando P = psi e Q = GPM
2.2.5. Conversores de torque e velocidade São também denominados de redutores e multiplicadores.
Assim como se faz com outros tipos de motores podemos associar ao motor hidráulico um conversor de torque e velocidade. A figura que segue ilustra esse procedimento.
Amadores rotativos
213
MOTOR
RELAÇÃO
N1 =!OHP Vm =!OOOrpm
.-.
1:3
.
T =7,26Kgf m
N=IOHP •m =!OOOrpm
MÁQUINA
·-1:1 - ·
T=7,26Kgf m
N=IOHP Vm
= 333,3rpm
T = 21,78Kgfm
N=IOHP Vm = IOOOq,m T= 7,26Kgfm
N=IOHP Vm =IOOOrpm
·- 3:1-·
T = 7 ,26Kgf Jm
N=IOHP
•m = 3000rpm T= 2,42Kgf m
Fig. XII.14 - Modos de conversão de Torque e Rotação.
2.2.6. Resumo de fórmulas 2.2.6.1. Torque do motor hidráulico P • Vr 2,r
(]) T = - -
(Kgfcm)
onde:
P = Pressão , (Kgf/cm2) Vr = Volume deslocado por revol. cm 3
N· K 1 (2) T = - -
(Kgfcni)
•m
(3) T = Q , p • K,
•m
(Kgfcm)
N = Potência (HP ou CV) •m = Velocidade em r.p.m. K 1 = {= 63025 qdo/N = H.P. {= 63907 qdo/N = C.V. Q = vazão f/min . P =Pressão. (Kgf/cm2) Vm = Velocidade em r.p.m. K2 = {= 36,77 qdo/P =PSI e Q = GPM {= 9,47qdo/ P=atmeQ =f/min
Manual de hidráulica básica
214 2.2.6.2. Velocidade do motor hidráulico Q. K, Vm = - - (r.p.m.) Vr
Q = vazão ( Q/min) Vr = deslocamento p/revol. K, = {= 231 qdo/Q = GPM e Vr = cuin/rev. { = 1000 qdo/Q = 2/min e Vr = cm' /rev.
2.2.6.3. Potência do motor hidráulico T ·vm N = - - (H.P.)
K4
N = Potência (H.P.) T = Torque (Kgfm} Vm = Velocidade em r.p.m. K. = { = 63025 qdo/T = .Qbfin {= 726 qdo/T = _Kgfm
2.3. Aplicações e Comparações São incontáveis os tipos de aplicações em que podemos encontrar um motor hidráulico. Dentre algumas delas podemos citar por exemplo: guindastes, esteiras rolantes, perfuradoras, serras, carros do tipo vagão, dragas, máquinas operatrizes, máquinas agrícolas, laminadores, bobinadeiras, misturado-
res etc. A princípio, todavia, ainda persiste a dúvida de quando se deve aplicar um motor hidráulico em detrimento a um motor térmico ou ~létrico. Para tentarmos dirimir esta dúvida traçaremos algumas comparações que, por si só, seivirão de esclarecimentos para esse tipo de escolha.
Primeiramente, só podemos pensar em utilizar um motor térmico quando não existe outra solução para aquela aplicação em específico (um veículo automotivo,por exemplo). A razão disso é evidente, pois com a grande elevação do custo de combustíveis o motor térmico tornou-se um artigo de luxo para as indústrias, além de requererem constantes manutenções, tanto preventiva, como corretiva. Resta-nos, então, compararmos o motor elétrico com o hidráulico. O motor elétrico não corresponde bem a certos tipos de aplicações, principalmente quando se tem paradas e partidas constantes com carga ou ainda quando se precisa uma reversão rápida no sentido de rotação, conversão do torque, controle da velocidade etc. A introdução de motores hidráulicos e pneumáticos veio suprir muitas das deficiências apresentadas pelos motores elétricos. Como exemplo podemos citar os seguintes fatores:
2.3.1. Comparação entre peso e tamanho
A relação peso/potência do motor hidráulico é bem menor do que a de um motor elétrico, isto é, o motor hidráulico fornece uma potência por quilo,maior do que o elétrico. Naturalmente, se para uma mesma potência o motor elétrico é m_ais pesado, seu tamanho também será maior do que o motor hidráulico. Dessa maneira, se o problema for espaço, o motor hidráulico é o indicado. Resumindo, para cada H.P. o motor elétrico pesa em tomo de 13,6kg e o hidráulico 5,4kg.
A'!Uadores rotativos
215
Fig. XII.15 - Comparação entre tamanhos.
2.3.2. Comparação entre os rendimentos Um motor elétrico trifásico possui um ótimo rendimento pois converte 90 a 95% da energia elétrica que lhe é fornecida, em energia mecânica. Os motores hidráulicos entretanto, não correspondem tão bem como os elétricos nesse ponto. Um motor de engrenagens pode ter um rendimento máximo que gira em tomo de 70 a 85%. Motores do tipo gerotor, palhetas e pistões podem atingir um rendimento máximo em tomo de 85 a 90% e alguns motores de pistões especiais (precisão mais apurada na construção) podem atingir valores um pouco acima de 90%. 2.3.3. Trabalho em condições adversas
'11
:1
Fig. XII.16 - Trabalho em condições adversas.
O motor hidráulico pode trabalhar em ambientes desfavoráveis que seriam perigosos ou impossíveis para a aplicação do motor elétrico comum. O motor hidráulico pode trabalhar afogado (submerso) em quase todos os tipos de fluidos conhecidos. Pode trabalhar em atmosferas corrosivas ou até mesmo explosivas (aqui teríamos que ter uma construção especial de motor elétrico). Pode trabalhar inclusive em ambientes superaquecidos que seriam perigosos para o motor elétrico.
Manual de hidráulica básica
216 2.3.4. Controle de velocidade
Fig. XII.17 - Variação da velocidade com a carga.
Fig. XII.18 - Controle de velocidade.
O motor elétrico varia bem pouco sua velocidade com a variação de carga que a ele é aplicada. Essa velocidade varia na ordem de 3% ou menos. O mesmo já não ocorre com o motor hidráulico, cuja variação da velocidade é da ordem de 1O a 15% com a variação da carga.
Em contrapartida o controle de velocidade do motor hidráulico é simples de ser feito, bastando para isso a introdução de uma válvula reguladora de vazão no sistema. Isso não se verifica nos motores elétricos comuns de corrente alternada devido ao "efeito de trava". Para se controlar de maneira precisa a velocidade do motor elétrico, o mesmo teria que ser de corrente contínua controlado por reostato, o que acarretaria um elevado custo do investimento. Naturalmente, a velocidade do motor elétrico de corrente alternada, pode ser controlada a partir de um redutor. Nesse caso, porém, teríamos "velocidades escalonadas" e seria impossível se obter uma velocidade intermediária do esc;i1onamento.
2.3.5. Características de performance
Os motores hidráulicos podem manter um torque praticamente constante com a variação da velocidade, assim como o próprio torque pode ser alterado a partir de uma válvula reguladora de pressão. Podem, também, trabalhar intermitentemente, isto é, com paradas e partidas constantes, sem acarretar problemas de superaquecimento.
Fig. XIL 19 - Características de performance. Obs.: Atualmente utiliza·se também um processo denominado "polias de diâmetros variáveis", em que a partir dessa variação obtém-se a velocidade desejada. Esse processo vem sendo utilizado em tornos, máquinas colheitadeiras e inclusive em um auj:omóvel da Renault.
Atuadores rotativos
217
O mesmo já não ocorre com os motores elétricos. Em contraposição, o torque de partida de um motor elétrico pode chegar até 160% do torque nominal, não ocorrendo o mesmo com os motores hidráulicos cujo torque de partida atinge em média 80% do torque nominal.
2.3.6. Reversibilidade instantânea Como para uma mesma potência, o motor hidráulico é bem mais "leve" que o elétrico, a energia consumida para uma reversão instantânea é bem menor, especialmente a altas velocidades. O motor elétrico normal, geralmente entra em um "pico de corrente" muito elevado no momento da reversão e somente motores especialmente projetados poderiam-trabalhar com altos ciclos de reversão.
Fig. XII.20 - Reversão rápida.
2.3.7. Fonte de alimentação Primeiramente, um motor elétric,o é fácil de ser alimentado pela corrente elétrica. Ocorre entretanto, que em máquinas móveis, o.motor elétrico tena que ser de corrente contínua, pois seria alimentado por um gerador desse tipo. Isso implicaria na utilização de acessórios mais complexos o que influi decisivamente no custo do equipamento. Dessa maneira, considerando os fatores expostos, as condições de trabalho, as características de projeto, controle etc., podemos decidir sobre que tipo de motor aplicar na nossa máquina.
f
Fig. XII.21 - Motor elétrico ou hidráulico?
2.4. Observações finais sobre motores hidráulicos Semelhantemente aos cilindros, podemos ter sistemas com motores hidráulicos em série ou em paralelo acionados por apenas uma bomba, levando sempre em consideração a distribuição de esforços em cada motor.
Manual de hidráulica básica
218
Podemos ter também sistemas em seqúência de cilindros e motores como, por exemplo, em uma bobinadeira em que o esticador seria o cilindro.
Os procedimentos de controle de pressão e vazão são idênticos aos utilizados em cilindros, sendo que, a válvula reguladora de pressão alívio cross-over tem larga aplicação para os motores hidráulicos (veja item 4.3. do capítulo XI). Podemos ter também sistemas denominados "closed loop" (circuito fechado), em que urna bomba aciona o motor e o óleo descarregado volta diretamente à bomba (fig. XII.22). Evidentemente, entre a bomba e motor podem ser introduzidas válvulas e/ou outros equipamentos.
Fig. XIl.22 - O "closed-loop".
As vantagens e propósito desse tipo de circuito podem ser resumidas como melhor controle sobre cargas negativas, controle infmito de velocidade a partir de uma bomba de deslocamento variável, menor probabilidade de choques hidráulicos, eliminação de um grande número de válvulas com conseqliente redução da manutenç~o, menor probabilidade de contaminação do fluido etc.
3. OS OSCILADORES HIDRÁULICOS
Na conversão da energia hidráulica em mecânica, os osciladores - também denominados atuadores rotativos - ocupam uma terceira faixa de aplicação. A energia mecânica fornecida por um oscilador se traduz sob a forma de torque e um giro de determinado número de graus. Devido a sua natureza de trabalho, os osciladores são reversíveis e devem ser controlados sempre por uma válvula de quatro vias, e contrastam com os motores hidráulicos pela baixa rotação e alto torque que desenvolvem. 3 .1. Tipos de osciladores hidráulicos Existem osciladores hidráulicos de diferentes tipos de construção sem se estabelecer uma regra geral, observando-se evidentemente o princípio oscilatório. Assim sendo, a seguir ilustraremos alguns dos tipos mais conhecidos.
Atuadores rotativos
219
3.1.1. Oscilador de palheta Tomada de pressão
(A) Palheta simples
Tomada de pressão
(B) Palheta dupla
Fig. XII.23 - Oscilador de palhetas.
Corno demonstrado na figura acima, podemos ter vários tipos de osciladores de palheta. O de palheta simples, dupla, tripla, quádrula etc.; de acordo com a construção e tipo de aplicação. O oscilador de palheta simples geralmente tem um giro máximo de 280° devido ao espaço ocupado pelo separador das tomadas de pressão. Já no oscilador de palheta dupla esse giro não chega a ultrapassar os 100° pela mesma razão. Em ambos os casos o torque é originado através da aplicação do fluido sob a pressão na área da palheta. Apesar da desvantagem de possuir 'um. giro menor, pelo princípio do balanceamento interno de forças, o oscilador de palheta dupla alcanÇa uma vida útil maior. 3.1.2. Oscilador do tipo pinhão-cremalheira Consta basicamente de uma carcaça que envolve a camisa de um cilindro, um ou dois pistões, uma ou duas cremalheiras e um pinhão de onde sai um eixo por onde será transmitido o movimento oscilatório. segue.
Seu princípio de funcionamento é fácil de ser compreendido e está ilustrado na figura que
~/ ~~ j] Tomadas de pressão
Fig. XIl.24 - Oscilador do tipo Pinhão-Cremalheira.
Maru,al de hidráulica básica
220
O fluido entra em uma das duas tomadas de _pressão e atua sobre os pistões. O produto entre a pressão do fluido pela área dos êmbolos nos fornecerá uma força linear que, através do conjunto pinhão-cremalheira, é transformada em torque. Evidentemente quanto maioi: for a vazão fornecida ao oscilador, maior será sua velocidade.
A vantagem desse tipo de oscilador é que o giro pode ser até maior do que 360° (mais do que uma volta), sendo que alguns tipos de osciladores, como o demonstrado na figura anterior, podem vir com um ajuste de curso dos êR1bolos integrais, o que nos possibilita uma variação do ângulo de giro.
3.1.3. Oscilador tipo cilindro duplo
Seu princípio de funcionamento é semelhante ao caso anterior e encontra-se ilustrado na figura abaixo.
Tomada de pressão
Tomada de pressão
\
'
/
TÜmadas de ventagem ou dreno Fig. XII.25 - Osctlador do tipo cilindro duplo.
Trata-se do tipo mais rudimentar, se assiffi poderíamos dizer, de oscilador. Consta basicamente de dois cilindros cujas hastes estão ligadas a uma corrente que, por sua vez, transmitirá o movimento linear dos pistões a uma engrenagem transformando-o em oscilatório. Quanto maior for o curso dos cilindros maior será o ângulo de giro do oscilado·r.
3.1.4. Oscilador do tipo rosca sem fim
Sem fim Tomadas de pressão
Haste guia
Fig .. Xll.26 - Oscilador do tipo rosca sem fim.
Atuadores rotativos
221
Consta basicamente de um cilindro que possui internamente um êmbolo que faz girar um sem fim através de urna bucha rosqueada. A esse conjunto é associado uma ou mais hastes guia que evita um deslocamento não-uniforme do êmbolo propiciando o engripamento do oscilador. Aqui, também, quanto maior for o curso do cilindro, maior será o ângulo de giro do oscilador. 3.2. Dimensionamento do oscilador Basicamente o mesmo procedimento de cálculo efetuado para motores hidráulicos, pode ser utilizado para os osciladores, com a diferença de que, ao invés da velocidade ser fornecida em rotações por minuto (r.p.m.), ela será fornecida em arco por tempo (graus/min). 1
3.3. Aplicações São inúmeras as aplicações do oscilador. Ilustraremos a seguir alguns tipos mais utilizados.
--
-,
'-
'
íl----,
11 11
I
L __ ~1 ---...J
Acionamento de válvulas
Prendedor-puxador articulado
Erguer ou girar
"\ \
1
,,, / Conversor ou separador
I
Posicionador
Alimentador de prensa
--Alimentador intermitente
Mistwador
Morsa
, / /
/
/
( ,-;.,,) / /
-
-
,,,. ....'__ _
/
Transferência automática
1 1
1
'
Rotação constante
Fig. XII.27 - Alguns tipos de aplicações de osciladores.
Esticador
XIII - ACUMULADORES HIDRÁULICOS
Muitas são as funções às quais confiamos a utilização dos acumuladores. Basicamente sua função principal seria a de acumular uma energia potencial (sob a forma de líquido sob pressão), para restituí-la no momento requerido e com a rapidez desejada. Porém, antes de estudarmos sua aplicação, veremos primeiro, suas características de construção interna a frm de melhor compreendermos seu funcionamento e utilização.
1. TIPOS DE ACUMULADORES - CLASSIFICAÇÃO CONSTRUTIVA Os acumuladores podem ser divididos basicamente em três tipos que se encontram ilustrados na figura abaixo.
e
A
:-J.::
:±-:: =r_:
--r--·-:r __
·-;_:
····_·t-~
·:J. :
D
E
'
1
j::_ T:cl:
::1-
Fig. XIIl.1 -Tipos de Acumuladores: (A) por gravidade ou peso; (B) por mola; (C)(D)(E) a gás.
'I Manual de hidráulica básica
224
Um outro tipo de classificação que poderia ser feita seria a de acumuladores de pressão constante e acumuladores de pressão variável durante a carga e descarga. Estudaremos cada tipo de acumulador mais detalhadamente para melhor compreender esse conceito. 1.1. Acumuladore s a peso ou por gravidade
, Cilindro
Tomada
Fig. XIII.2 - Acumulador a peso.
Este é um acumulador de pressão constante. Compõe-se basicamente de um cilindro onde corre internamente um pistão, com vedações apropriadas entre pistão e camisa, sendo que existe um peso (variável ou não) que é aplicado diretamente sobre o pistão. A relação entre o peso e a área do pistão irá originar uma pressão que é transmitida ao fluido. Como para um determinado peso a relação F / A não varia, a pressão fornecida ao fluido também não irá se alterar. O que sofrerá alteração será a energia fornecida pelo acumulador que. depende diretamente da altura relativa do pistão no cilindro. 1.2. Acumulador por mola
O acumulador por mola é semelhante, em construção, ao acumulador por gravidade.
'"
l 1--------f 2 }'!..
'"' Fig. XIII.3 - Acumulador por mola (cortesia Flinchbaugh Products Inc.)
225
Acumuladores hidráulicos
Os componentes internos do acumulador por mola são idênticos ao acumulador por gravidade di(erindo, somente que, neste existe uma mola no lugar do peso. Apesar de possuir a vantagem de se regular a pressão a ser acumulada, a partir do ajuste da tensão da mola, este acumulador não é um acumulador de pressão constante pois, a medida que o fluido vai sendo descarregado vai diminuindo a força atuante da mola sobre o pistão, resultando, portanto, um decréscimo da pressão acumulada. 1.3. Acumulador a gás 1.3.1. Acumulador a gás do tipo pistão separador
Camisa
rosqueada
Tomada de Ou1ao
Arame de trava Tampa da
tomada
de gás
Anel 'O'
Pistão_ Anel "Back-up"
Fig. XIIl.4 - Acumulador a gás de pistão separador.
i Podemos observar que este tipo de acumulador é semelhante aos outros dois expostos anteriormente. Difere apenas no sentido de que,ao invés de possuir um peso ou mola para a pressurização do fluido acumulado, o trabalho é feito através da pressurização de um gás existente no lado oposto do pistão ao lado em que se encontra o fluido. A pressão do fluido acumulado será aquela registrada no lado do gás. A exemplo do acumulador por mola, este tipo de acumulador é de pressão variável pois, a medida que o fluido vai sendo descarregado, vai diminuindo a pressão no gás, ocorrendo o mesmo no lado do fluido.
Manual de hidráulica básica
226
Vale salientarmos que, tanto no acumulador por gravidade, como no por mola e no a gás do tipo pistão separador, toma-se necessária uma vedação positiva entre o êmbolo e a camisa que deve ser bem retificada a fim de se evitar engripamentos do êmbolo. Esses tipos de acumuladores podem apresentar ainda uma certa inércia originada pela massa do próprio pistão, além da fricção interna no escorregamento entre o pistão e a camisa.
1.3.2. Acumulador a gás de nível livre
Válvula de
registro
Cilindro
o 1
Válvula tipo bóia
Tomada do fluido Fig .. X:111.5 - Acumulador de nível livre.
No acumulador do tipo nível livre, não existe separação entre o fluido e o gás pressurizado. Consiste basicamente ,de um cilindro com_ duas tomadas distintas, uma para o fluido e outra para o gás, esta última geralmente acompanhada de uma válvula de registro para se carregar de gás o acumula-
" dar.
É denominada de "superfície livre", a superfície de separação entre o fluido e o gás. Quanto mais fluido é introduzido no acumulador, mais comprimido ficará o gás, aumentando dessa forma a energia acumulada.
Pela mesma razão explicada anteriormente, este acumulador é do tipo pressão variável. Como existe uma afinidade do gás dissolver-se no fluido, poderemos ter uma perda gradativa da pressão que resulta na necessidade de se carregar periodicamente o acumulador. Uma válvula tipo bóia impede que o gás passe para o sistema. Uma vez que o fluido atinja um nível mínimo, essa válvula veda a tomada Egada ao circuito hidráulico. Naturalmente esse tipo de acumulador pode ser montado apenas· na posição vertical, para se evitar a entrada de gás no sistema. 1.3.3. Acumulador a gás com elemeuto separador flexível 1.3.3.1. Acumulador a gás do tipo diafragma O acumulador a gás do tipo diagrama geralmente tem uma configuração esférica dividida em dois hemisférios (v. fig. XIII.6) com uma membrana elástica, denominada diagrafma, fazendo a separação.
Acumuladores hidráulicos
227
Tomada para gás
Diafragma
Tomada para pressão
Fig. XIII.6 - Acumulador a gás do tipo diafragma. (Cortesia da Greer Olaer Products Division)
Assim que o fluido vai sendo introduzido, o gás, no lado oposto, vai -sendo comprimido. A pressão do fluido será idêntica ao do gás, pois o diagrama é totalmente flexível. Esse acumulador também é do tipo pressão variável. A figura que segue demonstra o ciclo de trabalho de um acumulador do tipo diafragma.
1 a) Totalmente descarregado
b) Carregado com gás para
e) Fluido sendo introduzido
a pressão de pré-carga
,.
-!j}) d) Carregado com gás para a pressão máxima de trabalho
e) Descarga do fluido
O Descarga do fluido à pressão mínima de trabalho
Fig. XIII. 7 - Ciclo de tJ:abalho do acumulador a gás do tipo diafragma. (Cortesia Bosch)
l 1:
l
Manual de hidráulica básica
228 1.3.3.2. Acumulador a gás do tipo bexiga
1
·
1
Válvula para o gás
1
Válvula de retenção
C::'..----- Tomada
p/ o fluido
Fig. Xlll.8 - Acumulador a gás tipo bexiga. (Cortesia Greer Olaer Prod. Div.)
O acumulador a gás é constituído basicamente de uma armadura cilíndrica com extremidades
esféricas, que contém uma válvula para o gás, uma bexiga feita de material elástico sintético (geralmente Buna-N), uma válvula de retenção e uma tomada para o fluido com opção de um dreno. A válvula de retenção evita, naturalmente, que a bexiga seja extrudada para o sistema. Existem acumuladores com sistémt1.s de segurança próprio, que não permitem a desmontagem do acumulador sem que o mesmo estej:l completamente descarregado. Os fabricantes desse tipo de acumulador recomendam que o mesmo seja montado verticalmente, com a válvula para o gás na parte superior. A figura que segue demonstra o ciclo de trabalho de um acumulador do tipo bexiga.
a) Totalmente descarregado
1 d) Carregado com gás para a pressão máxima de trabalho
c) Fluido sendo introduzido
b) Carregado com gás para a pressão de pré-carga
d) Descarga do fluido
Fig. XIII.9 - Ciclo de trabalho do acumulador à gás do tipo bexiga.
f) Descarga
do fluido
à pressão mínima de traballto
Acumuladores hidráulicos
229
2. CONSIDERAÇÕES SOBRE QUE TIPO DE ACUMULADOR EMPREGAR
Vimos que os acumuladores por gravidade, por mola e a gás do tipo pistão separador, apresentam problemas de atritos internos e inércia devido à massa do pistão. Os acumuladores de nível livre já apresentam o problema da solubilidade do gás no fluido utilizado. Os acumuladores a gás' com elemento separador flexível, por não apresentarem problemas dessa natureza, são os preferidos na utilização dos sistemas hidráulicos. Apresentam, entretanto, a desvantagem de não poderem trabalhar em temperaturas muito elevadas já que afetaríamos a borracha do elemento flexível.
Devido a sua construção robusta, os acumuladores de bexiga são os preferidos para pressões muito elevadas, podendo-se também optar pelo tipo pistão separador, (Bolenz & Schafler - Alemanha - Empresa do Grupo REXNORD). O gás geralmente utilizado nos acumuladores é o nitrogênio, por se tratar de um gás inerte, oferecendo pouco ou nenhum perigo com relação a explosões originadas de uma pressão excessiva e conseqti.ente aumento de temperatura, além de não atacar os diversos tipos de elastômeros do elemento flexível. A carga de ar pode ser usada quando estamos trabalhando com água, poré1n, saliente-se que, sempre devemos procurar evitar a utilização de qualquer fluido que contenha hidrogênio por se tratar de um gás quimicamente ativo.
3. APLICAÇÕES Como já vimos, o acumulador basicamente é um equipamento que nos acumula energia sob a forma de pressão, para mantê-la ou liberá-la rápida ou vagarosamente, conforme a necessidade.
Dentre os mais diversos tipos de aplicações em que podemos ter a utilização de um acumulador, salientamos as que seguem: 3.1. Corno fonte de potência auxiliar
É uma das aplicações típicas. Durante certa parte do ciclo de trabalho, o acumulador é carregado, para depois descarregar o fluido armazenado, completando o ciclo de maneira mais rápida, em auxflio à bomba (por essa razão será uma fonte de potência auxiliar).
Vejamos o circuito a seguir:
1
1
L __ J
Fig. XIIl.10 - Acumulador sendo utilizado como fonte de potência auxiliar.
Manual de hidráulica básica
230
Quando a válvula de controle direcional de quatro vias encontra-se na posição "acionada" como mostra o esquema, a bomba fÔrnece fluido para o cilindro até que o mesmo chegue ao fim de curso, quando então passará a carregar o acumulador até ser atingida a pressão regulada na válvula de alívio. Se desacionamos a válvula direcional, o retorno do cilindro será feito de maneira rápida pois o mesmo receberá fluido tanto da bomba como aquele armazenado no acumulador. O tamanho do acumulador deve ser dimensionado a partir de capacidade de descarga e carga total de acordo com o ciclo de trabalho. 3.2. Como compensador de vazamentos internos e/ou externos
,, I'
I'
Sabemos que um bom sistema hidráulico não pode ter vazamentos externos e, para que isso ocorra exiStem as junções e uniões especiais que já vimos no capítulo II (conhecimentos fundamentais). Entretanto, sabemos também que existem vazamentos internos no sistema, isto é, vazamento en'tre o êmbolo e a camisa do cilind_ro, vazamento entre o spool (carretel) e o corpo das válvulas, etc ... Se o sistema fica pressurizado durante longo período do ciclo de trabalho(porexemplo: um cilindro que aciona a placa do molde de uma máquina injetora), no lugar de mantermos a bomba em constante trabalho para manter a pressão do circuito o que irá acarretar um consumo de potência desnecessária assim corno aquecimento do óleo através da descarga constante da vazão da bomba por uma válvula de alívio - podemos introduzir um acumulador que, após carregado com uma pressão máxima, permite-nos desligarmos a bomba. O acumulador manterá a pressão no sistema até que se chegue a um nível mínimo, quando já deveria ser iniciada outra fase do ciclo de trabalho, isto é, o acumulador deve ser dimensionado de forma a manter um determinado nível de pressão até que haja rriudança no ciclo.
(B)
Fig. XIII.11 - Acumulador sendo utilizado como compensador de vazamentos.
Podemos observar ha figura XIII.11 que quando estendemos o cilindro carregamos o acumulador (a válvula direcional (A) encontra-se acionada) que após carregado, permitirá o desligamento da bomba através de um pressostato, mantendo o sistema pressurizado.
Acumuladores hidráulicos
231
Se quisermos ainda utilizar o acumulador como fonte de potência auxiliar (ver item anterior) dispensamos o uso da válvula direcional (B); caso contrário, a mesma deve ser introduzida para se prever a descarga do acumulador antes de ligarmos a bomba e desacionarmos a válvula (A). 3.3. Como compensador da expansão térmica
Circuitos fechados, estão sujeitos a grandes gerações de calor. Dessa forma, tanto a tubulação como o fluido irão se expandir ( dilatar) no volume. Como o coeficiente de dilatação dos vários tipos de fluidos utilizados em sistemas hidráulicos é maior do que o coeficiente de dilatação dos metais utilizados em tubulações, teremos um auinento de pressão considerável no sistema ultrapassando, às vezes, limites máximos e prejudicando o equipamento. Um acllmulador pré-carregado, para a pressão de trabalho, absorve esse volume "a mais" de fluido na expansão térmica, assim como "devolve" esse volume se o~orrer uma contração devida a resfriamento.
Válvula de descatga 1 1
:
·------- '--~---_J
u
1 1
1
L_ ___r
Fig. XIII.12 - Acumulador sendo utilizado como compensador de expansão térmica.
3.4. Como fonte de potência de emergêiicia
Seria o caso, por exemplo, de ter-se que atuar um cilindro mesmo quando falta energia elétrica ( o ffiotor elétrico estaria parado e os solenóides não funcionariam). Seja o caso do circuito a seguir em que o cilindro bascula o forno de uma fundição. Uma vez fundido o metal, mesmo que falte energia elétrica, o forno terá que ser basculado a fim de que o fundente seja vertido para um cadinho, evitando danos no equipamento. Caso isso ocorra acionamos a válvula (A) e liberaremos o fluido contido no acumulador para o basculamento do forno. O fluido do lado da haste, Se dirigirá para o reservatório através do centro da válvula (B) que se encontra desacionada.
Manual de hidráulica básica
232
FORNO
E
(D)
1
L _ _J
1 1
L._ __
J
Fig. XIII.13 -Acumulador sendo utilizado como fonte de energia de emergência.
Se quisermos agora retomar o cilindro, desacionamos a válvula (A) e acionamos a válvula (C), quando haverá o retomo do fluido contido do lado liso do pistão, e entrada de fluido pelo lado da haste vindo do reservatório e passando pela válvula (D) (aqui o cflindro age como uma bomba succionando fluido do tanque). As válvulas de controle de vazão (E) e (F) proporcionam uma descida ou subida controlada do forno. A retenção pilotada (G) impede que o peso do próprio forno retorne o cilindro sem que se queira.
3.5. Como contrabalanceador volumétrico
No caso de circuitos fechados com cilindros, quando queremos estender o cilindro, devemos fornecer um volume maior do que aquele utilizado para retraí~lo. Dessa forma, no circuito do esquema abaixo, o acumulador é carregado no retorno do cilindro, para ser descarregado quando do avanço do cilindro, suprindo a bomba de fluido suficiente.
Acumuladores hidráulicos
233
'--------, 1 1
Fig. XIII.14 - Acumulador sendo utilizado como contrabalanceador volumétrico.
A válvula de controle de vazão (A) é uma válvula de agulha que fornece uma perda de carga forçada na linha piloto da direcional, para que a bomba tenha tempo suficiente de carregar o acumulador antes de ser completada a pilotagem da direcional. 3.6. Como absorvedor de choques hidráulicos ou pulsações Quando o sistema, por características de projeto, está sujeito a choques hidráulicos, sejam eles por compressão ou por descompressão (v. cap. VI e cap. IX), ou ainda a pulsações na pressão, devemos introduzir um elemento absorvedor pará evitarmos dano ao equipamento. O acumulador também pode ser utilizado nesse caso.
l 1
1_ _ _ _J1
Fig. XIIl.15 - Acumulador sendo utilizado como absorvedor de choques e pulsações.
1: I i
Manual de hidráulica básica
234
No esquema do circuito acima, o acumulador (1) pode estar sendo utilizado tanto como um absorvedor de choque por compressão (quando se desaciona a direcional temos um centro fechado), como também pode estar sendo utilizado como absorvedor de pulsações causadas por uma carga oscilante no atuador. Já o acumulador (2) estaria sendo utilizado para absorver um choque hidráulico por descompressão, evitando assi.m que se danifique o filtro de retorno. 3.7. Como fonte de energfa auxiliar em circuitos de duas pressões
Suponhamos ter uma prensa hidráulica que necessite de um avanço muito rápido (extrusora, ou repuxo,por exemplo). Até agora vimos que poderíamos adotar dois tipos de soluções: a) Sistema regenerativo, com a desvantagem de perdermos a força (v. cap. VII). b) Bombas.em paralelo, ou sistem?-
(G)
(F) (E)
--fi
(C) 1 1
1
L_J
1 1
1
L--
Fig. XIII.16 - Acumulador sendo utilizado como fonte de energia auxiliar cm circuito de duas pressões.
Acumuladores hidráulicos
235
A bomba (A) é de baixa vazão e está regulada para uma pressão alta através da válvula de alívio (C). A bomba (B) é de alta vazão e está regulada para uma pressão menor através da alívio (D). Quando o cilindro chega em princípio ou fim de curso, a pressão do sistema se eleva e enquanto a bomba (A) fica sendo descarregada através da alívio (C), o pressostato (E) (veremos mais detalhadamente o funcionamento do pressostato no cap. XVI) dá um sinal ao solenóide da válvula direcional (F) fazendo com que a bomba (B) passe a carregar o acumulador até atingir a pressão de abertura da alívio (D). Uma vez acionada a válvula direcional (G), o cilindro avançará ou retornará rapidamente pois teremos a soma de três vazões: a da bomba (A), da bomba (B) e do acumulador. 3.8. Com!) mantenedor de pressão Em detenninados tipos de sistemas, existe a necessidade de se manter a pressão no atuador durante longos períodos de tempo. Se a b.omba for de deslocamento fixo, essa pressão seria mantida através de uma regulagem própria na válvula de alívio. Sabemos, entretanto, que, se o fluido é descarregado durante muito tempo por uma alívio, teremos uma elevação considerável da temperatura. Dessa maneira podemos utilizar um acumulador para manter essa pressão enquanto a bomba é descarregada livremente para tanque. Vejamos o circuito que segue. (3) /
Q
•
(Q
-
(B)
---------------
(1)
1
1 1 1 1
L---
Fig. XIII.17 - Acumulador sendo utilizado como mantenedor de pressão.
Quando acionamos o solenóide (1) da válvula direcional (A), a bomba estende o cilindro que ao encostar na peça propicia o princípio da carga do acumulador. Uma vez atingida a pressão de carga do acumulador, o pressostato (B) desliga o solenóide (1) centrando a válvula (A). Dessa maneira a bomba descarrega sua vazão livremente para tanque e o acumulador mantém a pressão no cilindro.
\.
Esse fluido pressurizado não retorna para tanque devido a presença da retenção pilotada (C) no sistema. Se a pressão caiu devido a vazamentos internos, o pressostato ligará automaticamente o solenóide (1) fazendo com que o acumulador seja carregado novamente.
11 1
~ 11
I' Manual de hidráulica básica
236
Para o retorno do cilindro, com apenas um sinal elétrico ligamos os solenóides (2) e (3) das válvulas (A) e (D) respectivamente. Essa última, quando acionada, permite a descarga livre do acumulador para tanque. 3.9. Outras aplicações
-1 1
Como vimos são inúmera~ as aplicações e funções do acumulador. Para finalizarmos essa matéria poderíamos ainda salientar outras aplicações possíveis como por exemplo: transmissor ou transferidor de pressões iguais em sistemas distintos ( aqui o acumulador utilizado seria o do tipo bexiga e o fluido hidráulico estaria em ambos os lados do acumulador - v. fig. XIII.IS); reservatório de fluido pressurizado para lubrificação forçada; escorvador de bombas de baixo poder de sucção; sincronizador de cilindros- etc. Sistema B
Sistema A
1 1
L __ J
·(a) .Transferidor de Pressão
Para lubrificação
f---!Xf--
1 1
1 - - . . . J' L
(b) Reservatório de fluido pressurizado Fig. XIII.18 - Outras aplicações de acumulador.
Acumuladores hidráulicos
237
4. DIMENSIONAMENTO
De acordo com o tipo de aplicação, devemos proceder diferentemente no cálculo do acumulador. Dessa maneira veremos a seguir alguns processos utilizados. 4.1. Acumulador sendo utilizado como fonte de potência auxiliar ou de emergência, ou fonte de energia auxiliar, ou ainda mantenedor de pressão Recordando a lei de Boyle para os gases temos que a relação entre pressão e volume de um gás segue a seguinte equação:
onde
P1 e P2 as pressões inicial .e final do gás V 1 e V 2 os volumes ocupados pelo gás nas pressões correspondentes
Quando ocorre a condição isotérmica (temperatura constante), onde a compressão e expansão é feita vagarosamente de forma a permitir tempo suficiente para a dissipação do calor, o valor de n será igual a 1, quando o gás utilizado for o nitrogênio. Portanto, P1
•
V 1 = P2 • V2
Condição isotérmica para o nitrogênio
Quando,porém,ocorre a condição adiabática (sem troca de calor), onde a compressão e expansão é feita rapidamente de forma a não permitir tempo suficiente para a dissipação do calor, o valor de n será igual a 1,4 q!,Jando o gás utilizado for o nitrogênio. Portanto, P1 • V1
1 4 •
= P2 • V2 1 : 4
Condição adiabática para o nitrogênio
Podemos dizer que ocorre a condição adiabática se a compressão ou expansão do gás ocorre em menos de um minuto. Vejamos, então, agora, o que ocorre na prática. A figura que segue nos ilustra o ciclo de trabalho do acumulador.
_l_ V,
Pré-carregado
Totalmente carregado
Descarregado
Fig. XIII.19 - Ciclo de trabalho do acumulador.
Em uma condição isotérmica teríamos:
Vi_ Vx· (P,/P1) (!) 1 - (P,/P2)
Manual de hidráulica básica
238 Em uma condição adiabática teríamos:
V•=
Vx-(P,/P,)1/n
(2)
Obs.: n = 1,4 para o nitrogênio
1- (P,/P,)1/n Onde: V 1 = Volume necessário para o acumulador. Este é o máximo volume ocupado pelo gás na
pressão de pré-carga. Vx = Volume de fluido hidráulico descarregado pelo acumulador. P1 = Ptessão de pré-carga do acumulador (absoluta). Essa pressão deve ser menor ou igual a pressão mínima do sistema (P3 ).
P2 = Pressão máxima de trabalho do sistema (absoluta). V2 = Volume de gás comprimido à máxima pressão do sistema(P2).
P3
=
Pressão mínima do sistema (absoluta) à qual o volume de fluido hidráulico Vx foi descar-
regado. V, = Volume de gás expandido à mínima pressão do sistema (P, ). Obs.: EntendeJEOS por~essão absoluta à soma da pressão efetiva (pressão do sistema) com a pressão atmosférica (1 atm ou 1,013 bar)
As fórmulas (1) e (2) foram deduzidas a partir da lei dos gases de Boyle. Problema Dimensionar o acumulador necessário para suprir 18dm3 de fluido hidráulico a um sistema de
pressão absoluta máxima de 210 bar e pressão absoluta mínima de trabalho 105 bar. Assumir uma pré-carga de nitrogênio de 70bar absolutas. Vi=? P1= 70bar P2 = 210bar P, = 105bar Vx= 18dm 3
Solução isotérmica
Vx(P,/Pi) 1-(P,/P,)
18(105/70) 1---(105/210)
18 · 1,5 1 - 0,5
54dm3
V 1 = 54 litros
Solução adiabática Vx(P,/Pi) 1/n
18(105/70) 1/l ,4
1- (P, /P2 )l/n
1'-(105/210) 1/l, 4
18 (l,5)º'714
18 · 1,34 dm' =---=6184 1-0,61 ' l-(0,5)º·714
V, "' 62 litros
Acumuladores hidráulicos
239
4.2. Acumulador utilizado na expansão térmica Para finalizar o dimensionamento dos tipos de acumuladores e aplicações, estudaremos o caso da expansão térmica.
Vimos que em circuitos fechados, a expansão térmica deve ser levada em conta e para isso utilizamos o acumulador. Para determinarmos o seu dimensionamento podemos nos basear na seguinte fórmula:
V1 =
Va(t2 - ti)(~ - 3a)(P2/P1)l/n
(3)
1 -(P2/P,)l/n Onde: ·
= volume
V1
necessário para o acumulador. Este é o máximo volume ocupado pelo gás na
pressão de pré-carga.
P1
=Pressão de pré-carga do acumulador (absoluta). Essa
pressão deve ser
menor ou igual
a pressão mínima do sistema (P2 ). Va = Volume total de fluido na tubulação (Va = Área de secção do tubo x comprimento). t 1 = Temperatura inicial do sistema.
t2
= Temperatura fmal do sistema
P2 = Pressão absoluta do sistema na temperatura t 1 (é a pressão mínima). P3
=
Pressão absoluta do sistema na temperatura t2 {é a pressão máxima).
"= Coeficiente da expansão linear do material da tubulação. {3
=
Coeficiente da expansão cúbica do fluido hidráulico.
n = 1,4 para o nitrogênio.
Obs.: A fórmula (3) foi deduzida a partir dos princípios de expansão térmica dos líquidos em metais, e a partir de lei dos gases de Boyle. Problema 1
Determine o acumulador necessário para limitar a elevação da prensa de 0,69bar a 21 oc para 4,14bar a 540C em um sistema dp tipo circuito fechado que possui 1220cm de comprimento de tubulação de 12, 7cm schedule 40, feita de aço. O fluido utilizado é gasolina que possui uma gravidade específica 0,75 a 15,60C. Assuma como 0,55bar a pressão de pré-carga do acumulador. Solução:
'1i
=
?
P1
=
0,55 + 1,013
=
1,563 bar
0,69 + 1,013
=
1,703 bar
P2 P3
=
(t 2 -
4,14 + 1,013 = 5,153 bar
t) -
(54-21) - 23oc
Área do duto de 12,7cm Sc.40 = 129, 10 cm 2 Va =129,10 • 1220
=
a = 0,000112 por oc S = 0,012 por oc n
= 1,4 . _
157502 cm3
Manual de hidráulica básica
240
Va(t2 -t,)(~ - 3a)(P 2/Pi)l/n
V 1 = --'-----'-"-------'-'----'-------'--
1 - (P, /P,)l /n
0 57 502x 23)(0,012-3 .o,ooo 112)( 1,10311,563) 0,714 V1
=
1-{1,703/5,153)0,714
•
5819,13 0,546397
=
10650 cm3
=
10,65 litros
4.3. Diagramas para determinação de acumuladores Alguns fabricantes costumam fornecer em seus catálogos, diagramas para a determinação da capacidade e tipo de acumulador a ser usado. Vejamos os diagramas que seguem.
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Acumulador de câmara
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12
14 16 16 20
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50
60 70 80-90 100
Pressão mínima de serviço p2 ou pressão máxima de serviço p3 em bar
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O, 10
Capacidade nominal do acumulador em litros
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0,12
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07
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11.
'
Capacidade nominal do acumulador em litros
curva isotérmica da potência
para determinar a disponibilidade de flúido hidráulico
Fig. XIII.20 - Diagrama para determinação de um acumulador na condição isotérmica. (Cortesia Bosch)
·••·
Acumulador de membrana
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Acumulador de câmara
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Curva adiabática da potência para determinar a disponibilidade de flúido hidráulico
Fig. XIII.21 - Diagrama para determinação de acumulador na condição adiabática (Cortesia Bosch)
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Acumulador de membrana
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Acumuladores hidráulicos
243
Supondo que o trabalho de nosso acumulador se verifica numa condição isotérmica no caso de uma fonte de energia de emergência (vamos bascular um forno quando falta energia na fundição).
Supondo ainda que a pressão de pré-carga seja de 6bar, a pressão mínima lübar e máxima 25bar, e que teremos que fornecer 15 litros para os cilindros, vemos pelo diagrama que teremos de
adotar um acumulador de capacidade nominal de 50 litros do tipo câmara {bexiga), que no diferencial de pressão poderá nos fornecer aproximadamente (36 - 18) 18 litros. Supondo agora que o trabalho de nosso acumulador se verifica numa condição adiabática e que
esteja trabalhando como fonte de energia auxiliar (uma prensa extrusora de alta velocidade). Supondo ainda que a pressão de pré-carga seja de 50bar, a pressão mínima 70bar e máxima 200bar, e que teremos que fornecer 13,5 litros para o cilindro que aciona o martelo da prensa, vemos pelo diagrama
que teremos de adotar um acumulador de capacidade nominal de 30 litros do tipo câmara (bexiga), que no diferencial de pressão poderá nos fornecer aproximadamente (22,2 - 7,1) 15,l litros.
Manual de hidráulica básica
244 5. OBSERVAÇÕES FINAIS
Para concluirmos o assunto, seria interessante fornecermos alguns dados sobre instalação, segurança e manutenção de acumuladores.
5 .1. Instalação Como já vimos, apesar de alguns acumuladores como do tipo pistão separador, diafragma etc., poderem ser montados em qualquer posição, é conveniente que todos eles sejam montados na posição
vertical com o peso, mola ou gás na parte superior, afim de que sejam eliminados desgastes desuniformes f!-/ou sobrecargas localizadas. Depois ·de feito um teste de estanquiedade e limpeza cuidadosa da parte interna do acumulador,
dutos e conexões, procede,se a sua colocação no circuito completando o serviço com a verificação de vazamentos. Após a instalação do acumulador no circuito, é necessário sangrar todo o ar do sistema antes de por a máquina em funcionamento. 5.2. Segurança É conveniente que o acumulador seja descarregado (exceto a pressão de pré-carga do gás) quando a máquina não estiver sendo utilizada. Isso pode ser feito através de uma válvula de registro para a descarga do acumulador. Para tornar o processo mais automático, podemos utilizar uma válvula de descarga diferencial ( ver fig. IX.! 4, do cap. IX). Pode-se também utilizar uma outra válvula de registro para separar o acumulador do sistema, no caso em que o mesmo não é constantemente acionado.
Para o sistema
1 1 1 L---_J
Fig. XIIl.22 - Descarga e isolamento de um ac~mulador.
Acumuladores hidráulicos
245
Também com respeito à segurança, é interessante colocar uma proteção em torno do acumulador com os dizeres - "PERIGO, ACUMULADOR SOB PRESSÃO". Ê útil também um manômetro instalado em caráter permanente. 5.3. Manutenção Uma boa manutenção de ~cumuladores limita-se a manter a pressão certa e evitar vazamentos internos e externos. A manutenção dos acumuladores a mola ou peso é semelhante aquela feita nas válvulas e cilindros. Se o acumulador for a gás, observe os seguintes princípios: • Use exclusivamente nitrogênio. Oxigênio sob pressão em contato com o óleo pode provocar explosão. O ar comprimido provoca condensação de água que causará ferrugem e oxidação do óleo. • A pressão máxima de carga deve ser a especificada pelo fabricante. Pressões excessivas provocarão atraso na entrada do fluido hidráulico e diminuição do volume admitido, resultando um trabalho não satisfatório. • Nunca trabalhar um acumulador sob pressão. Antes de desmontá-lo alivie a pressão hidráulica e pneumática. • Não permita a penetração de sujeira. Trabalhe em uma bancada limpa e feche as tomadas com tampas de plástico ou fita gomada. • Antes de remover o acumulador devido a uma queda de pressão, verifique os vazamentos externos com água e sabão e os internos observando se existe espuma no circuito. Em caso negativo não existe a necessidade de retirar o acumulador, bastando apenas Uma nova carga de nitrogênio para resolver o problema. • Se existirem vazamentos, remova a bexiga e teste num tanque com água. Se estiver danificada troque por outra genuína, trocan.do também o conjunto completo de vedação do acumulador. • Quando carregar o acumulador coni nitrogênio, abra a válvula de carga do acumulador antes de abrir a válvula da garrafa de nitrogênio. Abra esta última devagar e observe a pressão indicada no manômetro de modo a não exceder a pressão máxima recomendada pelo fabricante. Feche a válvula do acumulador antes de fechar a da garrafa do nitrogênio.
1
!
li 1.
XIV - INTENSIFICADORES DE PRESSÃO - "BOOSTERS"
Os intensificadores de pressão (as vezes denominados "Boosters"), são dispositivos que convertem fluido à baixa pressão em fluido à alta pressão, isto é, intensificam a pressão de um sistema hidráulico. O princípio de funcionamento desse equipamento, baseia-se em uma relação de áreas (veja item 5.6. Pressão Induzida, no capítulo de cilindros), ou vantagens mecânicas, para intensificar a pressão sem adicionar potência ao sistema.
l. TIPOS DE INTENSIFICADORES DE PRESSÃO Existem dois tipos básicos de intensificadores de pressão, o de simples efeito e o de duplo efeito ou ação contínua. 1.1. Intensificador de Pressão de Simples Efeito O princípio de funcionamento do intensificador de simples efeito pode ser facilmente entendido pela figura que segue.
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lcm 2
10:1
l~min 700atm Saída de Alta pressão e preenchimento Entrada de !Of/min baixa pressão 70 atm
Tanque ou preenchimento
L'...J
Fig. XIV.1 - Princípio do funcionamento do intensificador de simples efeito.
Manual de hidráulica básica
248
Existem normalmente três tomadas, uma de entrada de fluido a baixa pressão, uma de saída de fluido a alta pressão e preenchimento e uma de retorno e preenchimento. O fluido à baixa pressão, quando dirigido para a tomada de entrada do intensificador, age contra a área maior do êmbolo. A força resultante da aplicação da pressão sobre essa área, tende a deslocar o êmbolo para a direita. Essa mesma força fará com que a haste "empurre" o fluido situado na câmara menor para fora a alta pressão.
iI 1
Denominemos de Pl a pressão de entrada no intensificador e de Al a área do êmbolo. Então a força de deslocamento será igual:
I F = Pl. Al I Essa força F transmitida na haste de área A2, irá originar uma pressão P2 calculada da seguinte forma: . F P2= Al
então, F=P2. A2
Se F = Pl . Al, e F = P2 . A2, temos que: Pl . Al = P2. A2 (1) Mas Al é maior do que A2, então para que se estabeleça a igualdade na equação (1), temos que P2 deverá ser maior do que Pl. De (1) sai: P2
= Al A2
. p1
Mas Al/ A2 nada mais é do que a relação entre as áreas do êmbolo e da haste. Portanto, P2 será tantas vezes maior do que Pl quanto :maior for a relação de áreas. Por exemplo, se a relação de áreas entre o êmbolo e a haste for 3:1 temos.que P2 = 3Pl. Devemos observar entretanto que a quantidade de fluido a alta pressão enviado para o circuito será inversamente proporcional a quantidade de fluido introduzida a baixa pressão no intensificador (veja item 5.5. Vazão Induzida no capítulo de cilindros), isto é, sacrificamos a vazão para pennitir um ganho na pressão, isto quer dizer que a potência do sistema, que é dada pelo produto entre a pressão com a vazão, permanecerá constante. Exemplo de cálculo Observando a figura XIV.!, suponhamos que a área do êmbolo seja de 10cm2 e a área da haste lcm2, dando, portanto, uma relação de áreas 10:1. Se aplicannos uma pressão de 70bar no êmbolo, teremos a seguinte pressão de saída: Al 10 P2 = - .PJ= - . 70 = 700bar A2 1 Entretanto se introduzirmos uma vazão de 10 litros por minuto na entrada de baixa pressão, teremos a seguinte vazão na saída de alta pressão: Q2 =
1~.
Ql = ~. 10 = 1 Q/min 1
1.1.1. Vantagens e desvantagens desse tipo de intensificador O intensificador de simples efeito é destinado a descarregar o fluido a alta pressão somente no curso de avanço. Dessa forma, ele deve ser dimensionado de maneira a ter uma reserva de capacidade para compensar vazamentos e desgastes do sistema e con1ponentes.
'1
Intensificadores de pressão - ''Boosters''
249
É um equipamento de custo razoavelmente baixo e pode ser construído numa variada gama de relações de áreas e tamanho.
Existe a necessidade de se introduzir equipamentos adicionais ao sistema para controlar adequadamente o ponto à partir do qual a alta pressão será descarregada e quando o intensificador retomará e se preenchérá sozinho. Esse tipo de intensificador também presta-se a aplicações em que se utilizam dois fluidos diferentes, como por exemplo, ar.e óleo. 1.2. Jntensificador de ação contínua O intensificador de ação contínua é uma unidade que contém diversos elementos e possui movimento recíproco contínuo de tal forma que.permite uma descarga contínua de fl.Uido a alta pressão. 1.2.l. Construção interna A figura que segue nos mostra em corte, um intensificador de ação contínua fabricado pela RACINE.
3
5
6 1 - Saída de óleo a alta pressão 2 - Válvula de retenção simples 3 - Haste 4- Êmbolo 5 - Válvula de controle direcional de duas posições e três vias com duplo acionamento, mecânico e hidráulico 6 - Válvula de controle direcional de duas posições e quatro vias com acionamento hidráulico Fig. XIV.2 - Esquema em corte do intensificador fabricado pela RACINE.
Todas as partes do intensificador operam à baixa pressão, exceto as extremidades das hastes e as quatro válvulas de retenção simples. A área maior sobre a área menor determina a exata relação de multiplicação do intensiíicador. Na sua linha atual, a RACINE fabrica intensificadores com as seguintes relações de multiplicações: 3:1, 5:1 e 7:1. Neste tipo de intensificador, existem três tomadas distintas: Entrada de baixa pressão, saída de alta pressão e retorno.
Manual de hidráulica básica
250 1.2.2. Princípio de funcionamento
O esquema que segue, nos facilitará a compreensão da operação do intensificador de ação contínua.
Alta pressão
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Fig. XIV.3 - Esquema do circuito interno do intensificador de ação contínua.
Com o fluido a baixa pressão sendo admitido pela tomada de entrada o mesmo terá três (3) caminhos a seguir: !.º - Ir pelo duto (1) encontrando a passagem pela válvula (A) fechada e dirigindo-se pelo duto (2) até a válvula (B) com passagem livre, o que fará com que as válvulas (A) e (C) permaneçam na posição em que se encontram através da pilotagem hidráulica.
2. 0 - Ir pelo duto (3) passando pela válvula de retenção°' e preenchendo a câmara 1. O fluido não passa pela retenção {3 pois temos fluido coin pressão elevada saindo pela tomada de alta pressão. 3. 0
-
Seguir direto preenchendo a câmara II.
Dessa maneira, o êmbolo desloca-se para a direita, fazendo com que o fluido da câmara III dirija-se diretamente para tanque, e o da câmara IV, devido a relação de áreas, saia com pressão elevada pela tomada de alta pressão pois tem passagem livre através da retenção Ll. e vedada pelas retenções~ e -y. Devemos observar que se pilotamos a válvula (C) para a direita, a pressão do piloto do lado oposto é aliviada livremente para tanque através da passagem aberta na válvula (A). Esse processo continua até que o êmbolo aciona mecanicamente a válvula (A) o que ·fará com que o fluido proveniente do duto (!) pilote a válvula (B) para a direita e a (C) para a esquerda, invertendo assim o processo, pois agora teremos fluido com pressão elevada saindo pela câmara I. O ciclo assim descrito irá se processar continuamente enquanto é exigida alta pressão. A vazão a alta pressão-e a pressão serão função das características disponíveis na fonte de baixa pressão. Quando a baixa pressão atinge o seu máximo, também a alta pressão estará no seu máximo.
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251
Jntensificadores de pressão - "Boosters" 1.2.2. Vantagens e desvantagens desse tipo de intensificador Podemos salientar como vantagens os seguintes fatores:
- Os intensificadores de pressão de ação contínua são unidades compactas contendo em seu corpo todos os elementos necessários para sua operação. O intensificador envia continuamente fluido a alta pressão quando e enquanto ele é necessário, servindo também como compensador de vazamentos; - não é necessário se adicionar potência extra para se aumentar a pressão pois a relação H.P. = P. Q (onde H.P. = potência, P = pressão e Q = vazão) permanecerá constante mesmo porque, como vimos, o aumento da pressão é proporcional ao decréscimo da vazão; - a vida útil desse tipo de equipamento é extremamente longa. As únicas partes móveis são: o êmbolo e os "Spools" (carretéis) das válvulas direcionais, que somente irão operar quando é requerida a alta pressão; - alta eficiência a alta pressão. As vedações no êmbolo e válvula de retenção são dispositivos de alta confiabilidade e apresentam realmente vedação positiva. Como desvantagens teríamos: - a descarga de fluido é pulsativa. O deslocamento para cada curso é grande, entretanto flutuações na pressão e vazão são notadas;
11
1
- os intensificadores de ação contínua não podem ser aplicados em substituição a bombas de alta pressão quando a vazão é utilizada para a realização da operação, tais como em: conformação, estamparia profunda ou estuamento de metais.
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2. EXEMPLOS DE APLICAÇÃO 2.1. Circuito para prensa de duplo efeito Como podemos notar, os intensificadores podem ser aplicados em muitos tipos de circuitos que exijam força excessiva. A figura que segue nos mostra um circuito onde aplicamos um intensificador de ação contínua para uma prensa de dupla ação.
5
A - Retôrno B - Neutro C - Avanço
4
3 7
1 - Válvula direcional de quatro vias 2 - Unidade hidráulica 3 - Válvula de seqüência 4 - Válvula retenção pilotada 5 - Cilindro 6 - lntensificador 7 - Bomba de baixa pressão
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Fig. XIV.4 - Circuito de prensa de duplo efeito com utilização de um intensificador.
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Manual de hidráulica básica
252
Pela relação dos componentes do circuito, podemos observar a introdução de urna válvula de seqüência (3) especial para uso com o intensificador (6), ( essa válvula será estudada mais adiante). Com a válvula direcional de quatro vias (1) deslocada para a posição de avanço, o êmbolo move-se alimentado pela totalidade da vazão fornecida pela bomba de baixa pressão (7). Quando ocorre oposição ao movimento do êmbolo, originada pela carga necessária à realização da operação, a pressão começa a se elevar. Nesse momento a válcula de seqüência (3) abre a passagem de fluido para o intensificadoÍ que opera convertendo o fluido a baixa pressão para alta pressão, enviando~o para o atuador (5) e retomando o excedente para o reservatório (2). A válvula de retenção pilotada ( 4) separa a alta da baixa pressão, possibilitando-nos, assim, a utilização de componentes para baixa pressão, reduzindo o custo do sistema. Para 3.brir a prensa, a válvula direcional ( 1) é acionada para a posição de retorno e, antes do êmbolo iniciar o retrocesso, a alta pressão precisa ser aliviada a fim de se evitar choques devido a descompressão rápida. Dessa maneira, a válvula de retenção pilotada ( 4), utiliza fluido a baixa pressão para o piloto a fim de permitir a descompressão. Quando a pressão no atuador (5) cai a um nível adequado, a válvula de retenção pilotada ( 4) abre completamente,e o fluido, novamente à baixa pressão, retorna o êmbolo a máxima velocidade. A válvula de seqüência (3) permanece fechada exceto quando a alta pressão é requerida. O intensificador (6), dessa forma, rião opera durante o ciclo, a não ser quando é exigida a alta pressão.
2.2. Circuito, para prensa de simples efeito
Válvula de retenção pilotada A - Retômo B - Neutro e - Avanço
Válvula de seqüência
Fig. XIV.5 - Circuito de prensa de simples efeito com utilização de um intensificador.
Podemos observar na figura acima que os mesmos componentes são necessários para se utilizar o intensificador. A única válvula adicional é a de retenção pilotada, que liga o atuador diretamente ao reservatório.
253
Intensificadores de pressão - "Boosters"
Desde que o peso do êmbolo e da mesa da prensa são os responsáveis pela expulsão do fluido quando a prensa abre, uma válvula de descarga e tubulação de grandes dimensões são necessários para circuitos de simples efeito desse tipo.
3. CARACTERfSTICAS DOS INTENSIFICADORES DE AÇÃO CONTÍNUA RACINE
O gráfico da figura que segue nos mostra a relação entre a vazão de fluido a baixa pressão fornecida ao intensificador e a entregue por ele ao sistema. No gráfico estão representados os valores teóricos e reais. Como as _perdas no- intensificador são desprezíveis, sua eficiência é extremamente alta. A área achurada representa a faixa de funcionamento intermitente para esses intensificadores de ação contínua. Dessa fonna, deve-se limitar aos valores máximos fixados para evitar-se problemas. 15 14
13 12
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o · ( 2/min) Vazão de entrada (Baixa pressão)
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220
265
Ciclos por minuto
Fig. XIV.6 - Características de funcionamento do intensificador de ação contínua da RACINE.
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Manual de hidráuc/ica básica
254
A tabela abaixo nos fornece informações completas sobre as características desse intensificador. Observe, que a alta pressão é limitada a 350 bar e a baixa pressão a 70 bar.
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Relação de áreas
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Serviços Contínuos
Serviços Intermitentes
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bar
Vazão p/
Vazao p/
baixa
alta
baixa
alta
pressão de
pressão de
pressão de
pressão de
entrada
saída
entrada
saída
(1/min)
(1/min)
( Vmin)
(1/min)
Vazão
p/
Vazao
3:1
70
210
211,72
91
30,33
114
38
5:1
70
350
128,15
91
18,2
114
7:1
50
350
94,06
91
13
114
22,8 16,3
p/
Fig. XIV.7 - Dados técnicos do intensificador RACINE.
4. OBSERVAÇÕES FINAIS 4.1. Alteração da relação Alta Pressão/Baixa Pressão 4.1.1. Regulagem da Alta Pressão
Podemos variar a relação alta pressão/baixa pressão artificialmente, através da introdução de uma contra-pressão na linha de_ retorno do intensificador. A figura que segue ilustra esse processo. Al A3
A2
P3
1 - - P2
Pl
1 1 '-
L'..J Fig. XIV.8 - Regulagem da alta pressão do Booster.
Quanto maior a pressão P2, mais força é subtraída daquela gerada por PI (ver "pressão induzida", em cilindros) o que dá o mesmo efeito que reduzir a pressão P3. Portanto, a pressão de saída é regulada e ajustada pela válvula de alívio na linha de retorno. A relação do intensificador, pode dessa maneira, ser variada desde um valor máximo até um valor negativo.
255
Intensificadores de pressão - "Boosters"
Esse método é equivalente à aplicação de uma válvula redutora na entrada do intensificador. Entretanto, o primeiro método é mais eficiente já que uma válvula normalmente fechada é utilizada e, portanto, choques de alta pressão e flutuação não causam operação descontrolada. 4.1.2. Alteração da relação de multiplicação pela alteração de montagem A figura que segue ilustra esquematicamente um intensificador RACINE modificado para alterar a relação alta pressão/baixa pressão.
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• •
Linha de Tanque Linha de Baixa Pressão Linha de Alta Pressão
Fig. XIV.9 - Alteração da relação de multiplicação do intensificador da RACINE.
Através do fechamento das válvulas de retenção 1 e 6, e substituindo-as por válvulas de retenção externas ligadas a uma fonte submetida à pressão atmosférica, a relação do intensificador é decrescida em uma unidade. Como exemplo, um intensificador com relação 5:1 alterado como o descrito acima, tomar-se-á um 4: 1 porque a área da haste é 4 vezes menor que a área da coroa do pistão. A vantagem na modificação para relações menores é poder manter-se a vazão inversamente proporcional à relação. Um intensificador 4:1, montado como o descrito acima, fornecerá vazão e alta pressão igual a um quarto de vazão que entra à baixa pressão. Se um intensificador 5:1 é utilizado como uma válvula de contra-pressão para reduzir a relação para 4:1 (Cap. V., item 4.1.1.), somente um quinto da vazão à baixa pressão é enviada a alta pressão. Outra vantagem desse processo é a possibilidade de se utilizar o acumulador com dois fluidos diferentes. O óleo pode ser utilizado para enviar graxa ou outro fluido qualquer a alta pressão. Nesse caso, apesar das câmaras serem separadas por vedações, existe a possibilidade de haver mistura entre os fluidos e, dessa maneira, os mesmos devem ser compatíveis. 4.2. A válvula de seqüência É difícil concluirmos que a válvula de seqüência que trabalha em conjunto com o intensificador deve ter uma construção especial. a figura XN.10 ilustra urua válvula de seqüência da RACINE fabricada especialmente para aplicação em conjunto com o intensificador.
Manual de hidráulica básica
256
Saída
Piloto -
Entrada
Fig. XIV.10 - Válvula de seqüência para aplicação conjunta com o intensificador.
Essa válvula é projetada para operar com IOSbar nas tomadas de entrada e saida e 350bar como pressão piloto máxima. O pistão piloto tem vedação positiva de forma que não existem vazamentos. isso é um fator importante para aplicação onde a alta pressão é mantida durante longo tempo. Em virtude da perfeita vedação nas válvulas de retenção do intensificador e no pistão piloto da válvula de seqüência, a fonte de potência pode ser desligada por períodos de até 30 minutos, sem perda da alta pressão no sistema. A faixa de regulagem dessa válvula.vai de um mínimo de !Obar até um máximo de 63bar. Ela
é compatível, portanto, com as pressões existentes no ramal de baixa pressão do intensificador. Quando se aplica uma válvula de seqüência num sistema com intensificador é absolutamente necessário que a tomada piloto seja ligada ao ramal de alta pressão. Se isso não é feito e uma válvula de seqi.lência pilotada internamente é utilizada, sentindo fluido a baixa pressão somente quando ele é usado, a válvula de seqüência irá vibrar ou oscilar. Isso é causado pela queda de pressão da bomba para satisfazer a relação de multiplicação do intensificador e a pressão de descarga requerida. Essa instabilidade e as freqllentes mudanças na vazão que é enviada para o intensificador, podem ser algumas fontes de faihas para a válvula de seqüência de projeto inadequado.
4.3. Choques pulsantes Alguns circuitos exigem intensificadores com vazão a alta pressão mais suave do que é possível obter de circuitos normais. Supressores de choque não podem ser aplicados para se eliminar essa pulsação e a experiência tem demonstrado que um pequeno acu~uladoi:, com capacidade para um litro, colocado no lado da entrada do intensificador, evitará choques prejudiciais ao intensificador e a parte de baixa pressão do circuito. Para se evitar pulsações de grande intensidade no lado da alta pressão deve-se aumentar a capacidade da linha de alta pressão para ajudar a suavizar a vazão e alta pressão. O valor dessa capacidade requerida dependerá do valor da vazão a alta pressão e da quantidade de fluido comprimido. Nonnalmente, um acumulador com capacidade de um a quatro litros, pré-carregado a 60 ou 70% da alta pressão esperada, removerá a maior parte das pulsações; mais ou menos l 4bar de variação pode ser esperada na linha de alta pressão mesmo com a aplicação do acumulador.
1
I
Intensi[icadores de pressão - "Boosters"
257
4.4. Manutenção da Alta Pressão
Uma válvula de alívio deve ser instalada naquelas aplicações onde períodos prolongados de manutenção da alta pressão são encontrados. Isso acontece principalmente em circuitos de prensas que utilizam platôs aquecidos (prensas de vulcanização de borracha, por exemplo). A condução do calor para o fluido que está no cilindro causa a sua expansão. Essa expansão do fluido gera uma pressão maior do que aquela fornecida pelo intensificador. Um dispositivo de segurança na forma de uma válvula de alívio deve ser acrescentado a cada circuito desse tipo para se evitar geração de pressão excessiva. A válvula de alívio deve ser ajustada a um nível maior do que deve ser a descarga do intensificador para evitar desvio contínuo do óleo com correspondente aquecimento. Vimos no capítulo anterior que, no caso de expansões térmicas, o acumulador também pode ser utilizado.
•
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XV - TROCADORES DE CAWR
Para que o sistema hidráulico não sofra um desgaste excessivo, temos de assegurar que a viscosidade do fluido permaneça dentro de uma faixa recomendada pelo fabricante do equipamento. Sabemos também, que essa viscosidade varia com a temperatura (ver "índice de viscosidade" no capítulo de "fluidos hidráulicos"). Dessa forma, em certas ocasiões, devemos introduzir um trocador de calor no sistema a fim de conseguirmos um controle adequado da temperatura e indiretamente da viscosidade do fluido utilizado no sistema. Existem duas formas de se trocar calor com um corpo, conforme se queira: Resfriando-o ou aquecendo-o. Naturahnente insistiremos mais ~a parte do resfriamento, pois o que geralmente ocorre na prática é a geração de calor por parte do ·sistema hidráulico, deixando para o encerramento deste capítulo a necessidade de se aquecer o fluido do sistema Antes de começarmos a nos aprofundar no assunto, devemos recordar que o calor é sempre transmitido de um corpo mais quente para outro mais frio e que, essa forma de transmissão pode ser feita de três maneiras: a) Condução - O calor é transmitido através do próprio corpo (v. Fig. V.5 do cap. V.); b) Radiação - O calor é transmitido pelo meio ambiente. Exemplo típico é a radiação solar (v. Fig. V.5 do cap. V.);
c) Convecção - O calor é transmitido através da circulação do fluido. A convecção pode ser natural ou forçada. No caso do reservatório, a introdução de uma chicana vertical nos fornece uma convecção forçada (v. Fig. V.6 do cap. V.).
1. RESFRIADORES Mesmo no melhor projeto de um sistema hidráulico iremos ter perda de potência e grande parte dessa perda se transforma em calor que é transmitido ao fluido. Em sistemas de pequeno porte esse calor é geralmente dissipado na própria tl.lbulação, válvulas, reservatórios e/ou outros equipamentos que compõe o circuito. Já em sistemas de porte mais elevado, 25 H.P. ou mais, as áreas de troca de calor ( tubos, reservatórios, etc.), nãÓ serão suficientes para dissipar uma quantidade de calor maior gerada no circuito. Nesse caso existe a necessidade de se introduzir um resfriador para a dissipação do calor em excesso. (Obs.: Os sistemas de alta potência podem ser dimensionados ou ter um ciclo de trabalho de tal forma a dispensar o uso de trocadores de calor).
Manual de hidráulica básica
260
É fácil entendermos porque o fluido de um sistema aquece. Imaginemos um fluido sob pressão que esteja sendo descarregado pela válvula de alívio de um sistema hidráulico. Para passar pela válvula de alívio, praticamente toda a energia contida no fluido é liberada (sai de uma pressão elevada para a pressão atmosférica) e a única forma de liberação dessa energia se traduz em forma de calor.
Existe uma regra que geralmente é aplicada ao trabalho hidráulico: "Em um ponto qualquer du sistema, onde o escoamento de fluido cai para um nível de pressão inferior sem realização de trabalho mecânico no processo, certamente grande parte da energia contida no fluido se transforma em calor e a temperatura de descarga do fluido será bem mais elevada do que aquela de admissão do fluido ao sistema." Podemos nos utilizar de diversos artifícios para minimizar o superaquecimento do sistema como por exemplo: - Procure utilizar um reservatório que possua uma superfície (área) de troca de calor a maior possível; - Esteja certo de que o reservatório está instalado em uma região bem ventilada onde o escoamento de ar seja livre; - Projete o circuito hidráulico de forma que quando não estiver efetuando trabalho, a bomba possa descarregar o fluido livremente para tanque com a pressão o mais próximo possível de zero; - procure sempre regular a válvula de alívio à pressão mais baixa possível, observando naturahnente a mínima pressão de trabalho; - procure evitar a utilização de válvulas redutoras de pressão ou de controle de vazão, usando.as apenas quando são absolutamente essenciais ao sistema; - sempre que possível, utilize como processo controlador de velocidade dos atuadores, o sistema de sangria (bleed-off) de controle de vazão. 1.1. Tipos de resfriadores
De acordo com o princípio de' re~friamento, existem dois tipos principais de resfriadores: Resfriador a ar ou radiador, e resfriado! a água. 1
1.1. I . Resfriador a ar ou radiador
Aqui os dutos de fluido são envoltos em aletas de grande superfície. De fonna a se aumentar a capacidade de resfriamento, pode se aplicar uma circulação de ar forçada através de um ventilador.
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Motor
Ventilador
o o
Fig. XV.1 - Resfriador a ar.
Trocadores de calor
261
Esse -tipo de resfriador, por ter um coeficiente de transmissão de calor (veremos isso adiante) muito baixo - 20kcal/m2 /h/°C - são pouco utilizados na área industrial, principalmente em locais de clima quente. Por sua melhor resistência a vibrações, sua aplicação se volta mais a máquinas móveis tais como: tratores, guindastes, etc ...
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Os tubos são montados horizontalmente e as aletas verticalmente. Esse tipo de montagem permite uma coleta da água condensada na bandeja coletora.
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1
11
Fig. XV.2 - Resfriador a ar (gentileza Mecânica Continental S.A.).
1.1.2. Resfriadores a água Se o processo de resfriamento através da água for viável, esse ~eve ser o escolhido 1 pois, além de ser econômico, é muito mais leve e compacto, comparado com os radiadores. Como podemos observar na figura que segue, ~sse tipo de resfriador consiste basicamente de um feixe de tubos de cobre ou liga desse material (o cobre é utilizado por ser um ótimo transmissor de calor e por ser resistente a ataques corrosivos e oxidantes), fechado em um tubo de aço, havendo divisões internas por intermédio de placas que visam a aumentar a área e o tempo de troca de calor. O fluido refrigerado pode passar por fora ou por dentro dos tubos, sendo que, no segundo caso, a limpeza será mais fácil de ser efetuada.
1
Manual de hidráulica básica
262
A entrada do fluido refrigerante_ é geralmente feita do lado oposto ao da entrada do fluido a ser refrigerado (sistema contra·corrente) a fim de se evitar o choque térmico e aumentar a eficiência dos sistemas.
Tomadas de óleo
Tomadas de água
Tubo de aço
Tubos 11acas
Fig. XV.3 -Típico resfriador a água.
De acordo com o diferencial de temperatura que se pretende obter e o volume de água necessário, o trocador pode ter um, dois ou até quatro passes de tubos. A figura que segue nos mostra um resfriador com dois passes.
F1g. XV.4 - R~friador a água do tipo "U" (gentileza Fierna S/A).
A velocidade ideal para a água deve ser em torno de 92cm/seg (3ft/sec) e trocadores de quatro passes trabalham melhor em escoamentos mais baixos, pois a velocidade da água é aumentada automaticamente. A velocidade do fluido a ser refrigerado também deve girar em torno de 92cm/seg(3ft/sec) e o número de placas internas do trocador determina a velocidade desse fluido.
263
Trocadores de calor 1.2. Cálculos para resfriadores
Sabemos que a perda de carga em um sistema se traduz em perda de energia ou potência que se transforma em calor. Dessa forma, uma vez calculada a perda de carga em um sistema hidráulico (v. Cap.11 item 9 .5 .) poderemos calcular a quantidade de calor que é gerada no sistema a partir da seguinte expressão:
·J
q = l ,4 . ,',pt . Q(kcal/h)
onde ,',pt = Perda de carga total em kgf/cm2 Q = Vazão em 1/min l,4 = Fator de conversão para se obter a resposta em kcal/h
Exemplo 1 Calcular o calor liberado em uma válvula redutora de pressão que permite a passagem de uma vazão de 701/min no período de 15 segundos (o ciclo tem uma duração total de 45 segundos).
,, 11
As pressões de entrada e saída através da válvula são, respectivamente, 125 e 40 kgf/cm2 1
Solução: Se a válvula funcionasse durante todo o ciclo geraria um calor igual a:
'I ,1
'
qo = 1,4 . ,',pt . Q ,',pt = PI -P2 = 125 -
40
= 85
kgf/cm2
Q = 701/min qo = 1,4 . 85 . 70 = 8330kcal/h Como porém a dissipação de energia tem lugar em apenas l/3 do ciclo (15 segundos) temos que: 1
q=
l
3 . 8330 =
1,1
2777kcal/h
O calor gerado em uma instalação tende a aumentar sua temperatura, inclusive a do fluido que, como conseqüência, reduz sua capacidade de lubrificação. Essa temperatura aumenta muito ou pouco, conforme for a quantidade de calor que é cedida ao meio ambiente.
1
1
Em um ciclo de trabalho de uma máquina, podemos distinguir três fases distintas: fase de início de operação; fase de trabalho; fase de desconexão do serviço. Vejamos como se estabeleceria o cálculo do calor gerado em cada fase: a) Fase de início de operação Supondo que o calor cedido ao meio ambiente é desprezível, pois o tempo de duração dessa fase é relativamente curto, temos que: q = (tl - t2). G. cp(kcal/h)
(!)
onde tl e t2 são as temperaturas do fluido no fim e princípio da fase respectivamente G é.a massa do fluido {kg)
,,
cp é o calor específico do fluido {kcal/kg/'C).
1
'1
Obs.: Calor específico é o calor necessário que deve ser transmitido a lkg de fluido para elevar sua temperatura em 1ºC.
;
1
Manual de hidráulica básica
264
b) Fase de trabalho Durante essa fase temos, simultâneamente, uma absorção de calor pelo fluido e uma troca de calor, que é cedida do sistema para o meio ambiente. Esse calor cedido pode ser calculado pela
seguinte expressão:
ql = K . A. (t - to)(kcal/h)
(2)
onde,
K é o coeficiente de transmissão total entre instalação e meio ambiente (kcal/m2 /h/°C) A é a superfície de intercãmbio de calor (m2 ) t é a temperatura atual do fluido compreendida entre t2 e tl to é a temperatura do meio ambiente
Podemos dizer, então, que o calor absorvido pelo fluido será: q-ql =(tl-t2). G. cp (3)
e) Fase de desconexão do seiviço Posto que, durante essa fase, a produção de calor é nula (q = O) temos que: --ql =(tl-t2). G. cp(kcal/h)
(4)
O valor negativo de q 1 indica que a temperatura final tl deve ser mais baixa que a inicial t2 (resfriamento). Uma vez explicado esse processo, .vejamos como se faz na prática quando devemos manter a
temperatura do sistema abaixo de um Valor máximo recomendado a fim de se evitar qualquer dano ao
i:'
equipamento. Para que isso ocorra, a absorção do calor deve ser constantemente compensada por uma
suficiente dissipação de calor q 1. A primeira solução neste sentido é a construção de um reservatório que possa garantir, dentro de certos limites, uma dissipação de calor apreciável. 2
À partir de dados conhecidos, o valor de K para a expressão (2) é igual a 13kcal/m /h/°C. Esse 2
valor pode decrescer até para 9kcal/m /h/°C quando o meio ambiente se encontre parciahnente hnpedido de efetuar uma livre difusão do calor. Com auxílio da fórmula (2) podemos determinar a temperatura de regime t quando são conhecidos os demais valores. Reciprocamente se se fixa t, podemos calcular a área de troca de calor
A. Nesse último caso podemos supor que 50% do calor é trocado pelas tubulações e equipamentos do sistema, restando os outros 50% para ser dissipado pelo reservatório. Dessa manei.ra, a superfície A calculada -será aquela necessária ao reservatório excluindo-se, naturalmente, a tampa e fundo do reservatório. Se ainda o reservatório estiver provido de aletas, o valor de A deve ser aumentado na proporção correspondente.
Exemplo2
, ,
Calcular um depósito prismático cujas dimensões estejam na relação 3:2:1, capaz de manter o
1
óleQ contido no seu .interior a uma temperatura máxima de 60ºC, admitindo uma temperatura
1
ambiente de 20ºC e uma geração de calor igual a 2450kcal/h (calculada a partir da perda de carga total do sistema). Considere um coeficiente de troca K = 13kcal/m2 /h/°C.
265
Trocadores de calor Solução: Da fórmula (2) temos:
ql ql = K. A. (t - to):. A - k (t _ to) .
2450 2 A= 13(60 - 20) = 4,7lm
(a)
Se designarmos por L a menor dimensão do reservatório, as outras, por hipótese, seriam 2L e 3L, respectivamente. Descontã.ndo~se o fundo e a tampa do reservatório teríamos que, a superfície útil de troca de calor seria igual a: A= 2(2L. L)
+ 2(2L.
3L) = 16L2
i i
(b)
(a)= (b) 16L2 = 4,7lm2
L2
4,71 ... L -- ..j{4;[f - 16 16
-
O, 54m -- 54cm
Então: 2L= 108cm e
3L= 162cm
Dessa forma o volume do reservatório será:
V= 54. 108. 162 = 944784cm3
e,
950000cm 3 = 950Q
Supondo que o óleo ocupe 80% do volú.me total do reservatório, temos que: V. óleo= 950 . 0,8 = 760 Q de óleo (200 galões) Obs.: Aqui não levamos em consideração dois tipos de troca de calor, a radiação e a convecção que nos resultaria no cálculo de um reservatório de menor volume. Para valores crescentes de ql, podemos observar que o mantenimento da temperatura dentro dos limites previstos, exigiria um reservatório de dimensões proibitivas, ou pelo menos, muito volumoso. Neste caso resulta mais conveniente e econômica a introdução do resfriador. Para resfriadores a ar admite-se um coeficiente de troca K = 20kcal/m2 /h/°C, já os resfriadores a águaK = 95 a l 50kcal/m2 /h/°C.
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1'
Uma vez escolhido o tipo de resfriador, determina-se a área de troca, estabelecendo-se temperaturas de entrada e saída do fluido a ser refrigerado e do refrigeranfe com seus respectivos volumes de passagem na.unidade de tempo. Efetuado o cálculo determina-se, à partir do catálogo do fabricante do resfriador, qual trocador deve ser adotado.
1.3. Observações finais sobre resfriadores Como já salientamos, os resfriadores a ar são preferidos em máquinas móveis devido ao seu tipo de construção ou ainda quando a utilização da água é impossível de ser feita. Devemos observar entretanto que, em instalações fixas, especialmente aquelas que operam em ambientes altamente contaminados de poeira, se prefere a utilização dos resfriadores a água que, geralmente; para um mesmo espaço ocupado, são mais eficazes e silenciosos.
,, 1' 1
Manual de hidráulica básica
266
Qualquer que seja o tipo de resfriador utilizado, é conveniente que se faça passar pelo intercambiador a maior vazão possível de fluido a ser refrigerado; por esse motivo se intercala o trocador, preferivehnente, na linha de retorno. Deve-se tomar atenção à necessidade de se proteger o trocador contra sobrepressões posto que os mesmos não são desenhados para resistir a pressões elevadas. No caso particular do resfriador a água, pode-se instalar uma válvula reguladora de fluxo de água acionada por termostato. Dessa maneira teremos uma maior economia no que se refere a utilizações desnecessárias de um grande volume desse fluido. Especial atenção também deve ser seguida no que diz respeito a utilização da água para que se evite corrosões galvânicas ou químicas no resfriador ocasionando a mistura dos fluidos.
2. AQUECEDORES
São duas as razões principais da introdução de um aquecedor em um sistema hidráulico, ambas com o mesmo propósito, isto é, manter o fluido em uma viscosidade adequada. Vejamos, por exemplo, o caso em que o sistema trabalha normalmente a uma temperatura muito elevada. Dessa forma, o fluido recomendado para operação deve possuir uma viscosidade própria de trabalho nessa temperatura. Podemos observar entretanto, que quando esse sistema encontra-se em repouso durante um tempo detenninado, a temperatura do fluido passa a ser a mesma do meio ambiente e a sua viscosidade irá se alterar para um valor mais elevado (ver "índice de viscosidade" no cap. de "fluidos hidráulicos"). Sucede que em alguns casos essa viscosidade torna-se tão alta que causa problemas na sucção do sistema e, para que isso seja evitado, introduzimos um aquecedor para início de operação. Outra razão para a introdução de um aquecedor seria a necessidade de manter uma dada temperatura, uma vez que o sistema trabalha em um local de clima muito frio ou, mais particularmente, em locais de temperat\J.ra inferior aquela do meio ambiente como no caso de câmaras frigoríficas, por exemplo. 2.1. Tipos de aquecedores Podemos ter vários tipos de aquecedores. Quanto à sua aplicação no sistema, devemos levar em consideração diversos fatores como: temperaturas inicial e final do fluido; tipo de fluido; massa e/ou volume; quantidade de calor a ser fornecida; tempo de aquecimento; economia e controle, etc. Entre os diversos tipos de aquecedores podemos ter os elétricos ou os combustíveis. Os elétricos, que podem variar desde a introdução de uma resistência mergulhada no fluido até uma indução em torno do reservatório, (princípio do forno de corrente induzida). Os que utilizam meios combustíveis podem ser a gás, diesel ou óleo combustível que a partir da queima aquecem o fluido do sistema hidráulico.
XVI-OUTROSEQUWAMENTOS
Um sistema hidráulico utiliza, além dos equipamentos que já vimos descritos nos capítulos anteriores, outros equipamentos que, de acordo com sua função, são essenciais ou facilitam a montagem e manutenção, ou ainda, auxiliam na automatização de um circuito. Devido a grande diversificação de detenninados equipamentos, salientaremos aqui aqueles mais utilizados na prática.
1. MOTOR ELÊTRICO Devido aos preços elevados que os combustíveis atingiram na atualidade, sempre que existe disponibilidade de energia elétrica, prefe'rim9s o motor elétrico em detrimento dos motores térmicos pois, além de ser mais economico, é mais 'compacto e não polui o ambiente. 1.1. Velocidade De acordo com sua construção, podemos ter motores de diferentes rotações por minuto. O motor de dois polos nos fornece aproximadamente 3600rpm, o de quatro polos l 800rpm e o de seis polos 1200rpm. Quando sob carga máxima, essas rotações podem baixar até 3450, 1725 e 1140rpm, respectivamente. A velocidade do motor elétrico (número de rotações por minuto) deve ser dimensionada a partir das velocidades mínima, ideal e máxima, recomendadas pelo fabricante da bomba que será acionada pelo motor. É importante salientarmos que, de acordo com a ciclagem da linha, essa velocidade pode ser alterada. As rotações acima são para 60Hz (60 ciclos por segundo). Se esses mesmos motores fossem aplicados para uma linha de SOHz, para sabermos sua rotação real, basta multiplicarmos a rotação para 60Hz por 5/6.
Evidentemente o ·acima mencionado aplica-se para motores de corrente alternada, que são .os mais utilizados, pois os motores de corrente contínua, apesar de possuírem à facilidade de um ajuste infinito de rotações, envolvem um sistema de controle mais complexo, além de serem muito mais caros. 1.2. Torque de partida (relembre '"'forque" em "Motores Hidráulicos".) Quando o motor parte sem carga, o mesmo pode ser ligado diretamente à linha de potência com voltagem máxima. O motor não deveria ter um torque de partida acima de 50% do torque máximo de operação, pois isso resultaria em um consumo de corrente excessivo, talvez, até acima daquela corrente que poderia ser fornecida pela linha, o que resultaria em danos ao equipamento.
Podemos concluir com isso que, se um motor está acoplado para acionar uma bomba, ·esta última, preferiveffi\ente, deve partir sem carga, sendo necessário, às vezes, a introdução de componentes ou artifícios no sistema para observar-se essa condição como por exemplo, válvulas direcionais de centro aberto, ventagem, acumuladores, etc. Recomenda-se também que motores de potência mais elevada (SOHP ou mais) não sejam ligados diretamente à linha, pois, na condição de partida com carga, poderíamos ter uma queda de voltagem nessa linha que, como conseqüência, poderia causar dano a algum outro equipamento. 1.3. Pico de sobrecarga A norma NEMA (National Electrical Manufacturers Association = Associação Nacional de Fabricantes. da Indústria Elétrica - E.E.U.U.) diz que o motor elétrico pode ter um pico de sobrecarga (alta pressão no sistema hidráulico), em pequenos ou curtos espaços de tempo, durante o ciclo de trabalho. Esses "picos", porém, devem ser bem espaçados e não podem exceder à faixa de 5 a 10% de duração no ciclo total. Esse pico também não pode exceder a 125% da capacidade nominal do motor. 1.4. Ambiente de trabalho - A temperatura ambiente deve estar acima de 10°C e abaixo de 40°C, caso contrário, motores especiais devem ser utilizados;
'i
'1
I
Manual de hidráulica básica
268
- Os motores são projetados para trabalhar em baixas altitudes (lOOOm), fora dessas condições, siga as recomendações do fabricante do motor; - O motor deve ser instalado em locais bem ventilados e sem contaminação,- além de serem rigidamente apoiados e que seja facilitado o acesso para inspeção, lubrificação e manutenção periódicas. 1.5. Sentido de rotação A grande maioria dos motores trifásicos podem girar em ambos sentidos, bastando para isso que sejam invertidas as suas ligações. Um cuidado especial deve ser observado na inversão de rotação do motor em movimento, pois a própria inércia- do rotor (supondo que o motor não esteja carregado) irá exigir um torque de partida muito elevado, ocasionando um consumo excessivo de corrente, ou até mesmo queima do motor.
i
Determina-se o sentido de rotação do motor olhando-se pelo lado do eixo, sendo que a mesma vem, gerahnente, indicada através de uma flecha na própria carcaça do motor. Vale salientarmos que é importante verificarmos o sentido de rotação d.o motor, pois o mesmo deve coincidir com o sentido de rotação da bomba, isto é, se a bomba possuir rotação à esquerda, o motor deverá ter rotação à direita. 1.6. Potência Os fabricantes de equipamentos hidráulicos, além de indicarem em seus catálogos as rotações máxima, mínima e ideal que a bomba pode trabalhar, costumam, também, fornecer uma tabela de potência necessária para o motor, de acordo com a vazão e pressão máxima de trabalho. O cálculo da potência necessãria pode ser feito da seguinte maneira:
IH.P.=H,I onde
H.P. = potência necessária P = pressão máxima de trabalho Q = vazão máxima fornecida pela bomba
i i
1,
Outros equipamentos
269 K = fator de conversão
(1714 para P em psi e Q em gpm} (460 para P em bar e Q em 1/min } 1)
= Rendimento do motor
A fórmula acima é totalmente válida para a grande maioria dos casos, excetuando-se, por exemplo, o caso da bomba de palhetas da Racine, que por possuírem um projeto especial de compensação de pressão, quando atinge a pressão máxima, a bomba entra em "ponto-mort o" (dead-head), isto é, a vazão cai para um valor próximo de zero. Dessa forma, na pressão máxima a bomba precisa de menos potência ( observe que, os motores elétricos para.esse tipo de bomba 'São, gerahnente, de menor tamanho). Para se verificar que motor deve ser utilizado, a Racine fornece nos seus catálogos curvas de pressão/vazão e potência, como ilustrado abaixo.
60
50 Vazão
-...·eõ~= 1
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.-
~~
40
'
'
~
]"\ .
30
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20
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(e1\cta.
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__.. .....
o
-~ -
........
"º
'
~
-
-
I'\
'I
Potência em
.
~~
....
ponto morto
.
1
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
Pressão (PSI)
Fig. XVI.1 - Gráfico do funcionamento das bombas de palhetas com compensação d~ pressão da RACINE.
Existe também o caso particular do cálculo da potência que existe pico de sobrecarga. Não há necessidade de se calcular a potência máxima à partir da pressão e vazão de pico ( uma vez que os picos não ultrapassem 5 a 10% do ciclo e sejam bem espaçados). Aqui, o cálculo da potência do motor pode ser feito à partir da "potência equivalente".
-,ii
! Manual de hidníulica básica
270 Observemos o gráfico a seguir.
Potência
HP4
-- ------ -
HP2
-----,, ---,.
- - - --,,---,
HPI
''
HPJ
1
HPS ti
1
1
1
1
1
t3
lt2
t5
1
1 1
Tempo
1
114
t6
Fig. XVI.2 - Gráfico do ciclo ·de trabalho de um motor elétrico.
Podemos notar que durante um tempo tl exigimos uma potência H.P.1 do motor; durante t2,
H.P.2, e assim por diante. Observamos que a "potência de pico" H.P.6 ocupa um espaço de tempo t6
inferior a 10% do ciclo, e sabendo que no caso de pico, o motor resiste até 125% de sua capacidade nominal, podemos calcular a potência equivalente da seguinte forma:
H.P.eq. =
H.P.1 2 t1
+ H.P.22
t2
+ ... + H.P.n2
tn
n ~
ti i=l
Podemos concluir então que, após o cálculo da potência equivalente do ciclo da figura XVI.2,
no esta últimà será menor do que H.P.6. Isso resulta em economia no investimento, sem prejuízo
funcionamento do motor.
1.7. Fator de serviço Geralmente vem em uma plaqueta na carcaça do motor todos os dados característicos do de mesmo como, por exemplo, a potência, a rotação, a voltagem, etc. Um desses dados é o fator
serviço que é um fator de multiplicação da potência do motor (para motores até 200H.P. esse fator de serviço normalmente é igual a 1,15). Isso quer dizer que o motor poderá operar continuadamente com uma potência acima da nominal indicada na plaqueta. Por exemplo:
H.P. nomlnal = 50HP fator de serviço= 1,15 H.P. máximo= HP nominal. fator de serviço= 50. 1,15 = 57,5H.P.
i
1
1
Outros equipamentos
271
2. ACOPLAMENTOS ELÁSTICOS Já discµtimos do capítulo de "Bomba s" (cap. VIII item 3.1.) a importância do alinhamento entre os eixos da bomba e do motor (desalinhamento máximo permitid o= 0,127mm ). Como é muito difícil de se ter um alinhamento totalmen te perfeito, lançamos mão dos acoplam entos elásticos. Através da observância da tabela que segue, podemos determinar que tipo de acoplamento Fall< pode ser utilizado. 10
15
30
40
1750 1450 1160 Acoplamento
PLl
3FB
4FB
5FB
8FB
Fig. XVI.3 - Tabela de dimensionamento do acoplamento.
Exemplos: Potência do motor
Rotação
Acoplamento
3 15 25 100
1450 1750 1160 1450
4FB 6FB 8FB !OFB
De acôrdo com o tipo de acoplamento teremos um diãmetro máximo de eixo do motor, como mostra a tabela que segue,
,,.
' Acoplamento ©max. do eixo do motor (mm)
PLI "3FB 19
27
4FB
5FB
31,8
38,1
6FB 46
7FB 55,5
8FB 66,9
9FB IOFB IIFB 71,4
82,5
i
90,5
Fig. X"\'1.4 - Tabela de diâmetro máximo do eixo do motOr de acôrdo com o tipo de acoplamento.
A seguir ilustraremos alguns componentes do acoplamento do sistema grade-ranhura.
,\
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Manual de hidráulica básica
272
-
CAMADA DUPLA
ou
CAMADA SIMPLES
1
3
2
3
5
2
1 - Anéis de neoprene 2 · Tampas de vedação
3 - Cubos 4 - Grade elástica 5 - Guarnição Fig. XVI.5 - Componentes de um acoplamento do tipo grade-ranhura (gentileza Falk do Brasil).
O tipo de acoplamento ilustrado na figura anterior é indicado principalmente ( como mostra a fig. XVI.6) nos casos de (!) desalinhamento em paralelo, (2) movimento longitudinal dos eixos e (3) livre flutuação de extremidades.
1
2
3
Fig. XVI.6 - Aplicações do acoplamento tipo grade-ranhura (gentileza Falk do Brasil S/A).
Outros equipamentos
273
3. O BWCO "MANIFOLD"
Para conseguirmos uma maior compacticidade na disposição de um sistema hidráulico, costumamos montar sobre o reservatório, além do conjunto motor-bomba, as válvulas de controle do sistema (v. fig. XVI.7). Esse método de montagem, porém, nem sempre pode ser adotado devido ao pequeno espaço útil na parte superior do reservatório. Uma solução para esse problema foi a colocação de um painel sustentado pelo próprio reservatório onde as válvulas são colocadas e interligadas através de canalizações Podemos notar entretanto que, neste último tipo de unidade hidráulica, torna-se difícil uma desmontagem, manutenção e remontagem, pois as canalizações devem ser ligadas onde se encontravam originalmente.
1
1'
,1
Fig. XVI. 7 - Unidade hidráulica com os componentes montados no próprio reservatório.
Fig. XVl.8 - Unidade hidráulica com os componentes montados em um painel sustentado pelo reservatório.
Pensando-se em facilitar a montagem e manutenção foram introduzidos os blocos "manifold". São blocos de aço que possuem furações internas que, interligadas na seqüência estabelecida no projeto, substituem grande parte das canalizações.
Fig. XVI.9 - Esquema interno de um bloco manifold.
1
1
274
Manual de hidráulica básica
Geralmente os blocos "manifold" possuem apenas duas ligações com o sistema ( entrada e saída do fluido) a:lém de outras menores que seriam eventualmente pilotos ou drenas. A figura que segue ilustra alguns blocos "manifold" em fase de montagem no painel de uma unidade hidráulica.
Fig. XVI.10 - Blocos "manifold" montados no painel de uma unidade hidráulica,
Para facilitar a construção, costuma-se estabelecer um número máximo de cinco a seis válvulas por bloco. Apesar de apresentarem a vantagem de facilidade de montagem e manutenção, é fácil observarmos que a perda de carga em cada bloco é muito grande pois as interligações são feitas formando um "canto vivo", o que causa grande turbulência no fluido com conseqüente perda de carga. Essa perda de carga é impossível de ser calculada analiticamente e, para ser conhecida, podemos colocar um manômetro na entrada e outro na saída do manifold. A diferença obtida na leitura de ambos os manômetros será a perda de carga ocorrida através do bloco manifold.
275
Outros equipamentos 4. MANÔMETROS
Os manômetros são instrumentos destinados a receber noseuinter ior uma determinada pressão e indicá-la, em termos de unidades de pressão, ao obseivador. Podem ter diferentes tipos de apresentação porém, os mais utilizados nos sistemas hidráulicos, são aqueles de mostrador circular e ponteiro. Na maioria das vezes o mostrador abrange um arco de 270° contendo as unidades de pressão 2 expressas em kg/cm ou psi {ou ambas).
Fig. XVl.11 - Manômetro com mostrador circular (gentileza Manômetros Willy S/A).
Quanto a sua construção interna destacaremos dois tipos de manômetros, o bourdon e o de bourdon com glicerina. O funcionam ento do manômetro de bourdon, ilustrado na figura XVl.12, consiste, basicamente, na deformação sofrida por um elemento metálico,
'
Fig. XVI.12 - Mecanismo interno do Manômetro de bourdon.
Manual de hidráulica básica
276
denominado de "elemento de pressão" ou "elemento sensor", quando este se submete a ação do
fluido da linha em que queremos medir a pressão. Esse elemento geralmente é um tubo fechado e curvado na forma de um ''C" ou em espiral. A pressão é introduzida pela extremidade aberta do elemento, através de um orifício existente no soquete ao qual o mesmo se acha soldado. A deforma-
ção sofrida pelo elemento sob a ação da pressão produz nele um pequeno movimento que é aproveitado para acionar um sistema de alavancas e engrenagens {pinhão-cremalheira) que multiplicam esse movimento e transformam-no em movimento rotativo. Esse movimento rotativo faz girar o ponteiro
indicador sobre o mostrador graduado indicando assim, a pressão da linha. Esse tipo de manômetro entretanto não é recomendado para leituras constantes na linha, principalmente quando ocorre pulsações na pressão, pois dessa maneira haveria um desgaste prematuro _do mecanisrrio interno e o manômetro passaria a nos fornecer leituras "mentirosas".
Podemos então ter três soluções distintas para esse tipo de problema: a) Se não existe a necessidade de leituras constantes, em linhas com pulsações, podemos utilizar a "válvula isoladora de manômetro" da Racine, que uma vez acionada (pressionando o botão), impele o manômetro a efetuar a leitura, e quando desacionada dirige a pressão "contida" no manômetro para tanque.
Manômetro
Tanque
/
1
~ Pressão
Fig. XVI.13 - Válvula isoladora de manômetro da Racine.
b) Existindo a necessidade de se ter leituras constantes em linhas com pulsações na pressão, tomos duas outras soluções distintas: b.l) Manômetro de bourdon de construção especial com dispositivo antivibrante, amortecedor com capilar interno ou com disco interno regulável, ou do tipo válvula de agulha regulável, ou ainda de golpes, com esfera interna b.2) Manômetro de glicerina, que consiste basicamente do mesmo mecanismo do manômetro
de bourdon, ocorrendo no entanto que o indicador fica mergulhado em um banho de glicerina {líquido altamente viscoso), que por sua vez absorve as pequenas vibrações transmitidas ao indicador, assegurando uma vida útil satisfatória ao equipamento.
4.1. Outros tipos de manômetros De acordo com as características de projeto e complexidade do sistema, podemos nos servir de diferentes tipos de manômetros. Se existe a neces~dade de se obter um gráfico demonstrativo da variação da pressão do sistema num certo intervalo de tempo, podemos utilizar o manômetro ilustrado na figura que segue:
Outros equipamentos
277
Fig. XVI.14 -Manômetro com mecanismo interno de traçado de gráfico demonstrativo da variação da pressão (gentileza Manômetros Willy S/A).
Às vezes, por exemplo, temos a necessidade de registrarmos "picos de pressão" que ocorrem em
frações de segundo no sistema. Como com o manômetro comum é praticamente impossível de obseIVarmos esse pico, utilizamos o manômetro com dois indicadores, um normal e outro "louco" que é denominado de "bobo". Quando ocorre o pico de pressão o indicador comum carrega consigo o
"bobo" e uma vez registrado o pico o indicador comum volta instantaneamente, porém o "bobo", permanece registrando esse valor. Quando quisermos que, uma vez atingida uma dada pressão, seja enviado um sinal elétrico para um a1.arme ou para um relé que liga ou desliga um solenóide, podemos utilizar o manômetro apropriado para a situação, como ilustrado na figura que segue. Neste caso, esse tipo de manômetro tem um funcionamento semelhante ao pressostato (veremos adiante).
' Fig. XVI.IS -Manômetro com sistema de "sinal elétrico" (gentileza Manômetros Willy S/ A),
i
1
T Manual de hidráulica básica
278 5. TERMÔMETROS
Já mencionados, quando discutimos "Reseivatórios". Sua utilização é imprescindível, pois nunca podemos deixar que o fluido supere a temperatura máxima recomendada pelo fabricante do equipamento hidráulico.
Sua apresentação é semelhante ao manômetro, isto é, possui um mostrador circular onde gira um indicador (agulha) sobre uma escala graduada (geralmente graduada em graus centígrados e, mais
raramente, em graus Farenheit). A construção interna pode ser de vários tipos. O mais comum, entretanto, é aquele em que o mercúrio metálico é contido de maneira estanque dentro de um bulbo. Com a variação da temperatur!1 o mercúrio se expande ou contrai, acionando um mecanismo semelhante ao manômetro de bourdon, que por sua vez acionará o indicador. Outro tipo menos utilizado, pois é afetado por variações de pressão, é o termômetro em que o mercúrio foi substituído por gás e líquido (v. fig. XVI.16). O princípio de funcionamento é semelhante ao caso anterior.
Vapor Líquido volátil Líquido não volátil
Fig. XVI.16 -Termômetro do tipo gás-líquido.
Existem, também, os termômetros elétricos que seguem o princípio do termopar, e têm sua aplicação mais difundida na aviação. Os termômetros devem ser instalados de tal forma que, o bulbo fique protegido contra danos
causados por corpos sólidos ou do contato com paredes ou elementos do circuito. Os tubos capilares devei:n ser protegi.dos contra dobra, esmagamento, perfuração ou para que não rocem em cantos vivos.
Fig. XVI.17 - Termômetro industrial (gentileza Fáb. Manômetros Record S/A).
1 1
É interessante que, no mínimo uma vez por ano, o termômetro seja aferido em dois ou três pontos de leitura.
Outros equipamentos
279
6. O PRESSOSTATO
Trata-se de um componente eletro-hidráulico que, quando submetido a uma dada pressão (pressão máxima de regulagem), pode operar de três maneiras distintas: a) envia um sinal elétrico para algum ponto do sistema que recebe esse sinal transformando essa energia elétrica em acionamento mecânico (liga);
b) deixa de enviar um sinal elétrico que antes vinha sendo feito (desliga); c) deixa de enviar um sinal elétrico e envia um sinal elétrico para outro ponto (desliga-liga). Uma vez que isso ocorre, o pressostato permanece nessa posição até que aquela pressão que o acionou caia para um valor menor (pressão mínima de regulagem), quando, então, o pressostato
1
retornará à poSição original, até que o ciclo se repita. Como podemos obse1Var, o pressostato trabalha com um diferencial. de pressão que é
comumente denominado de "faixa de atuação" do pressostato. Suponhamos ter o circuito abaixo. Trata-se de uma prensa de vulcanização de borracha onde foi aplicado o pressostato. (4)
(3)
(7)
SI
~
o
E º" õl ,i
L..!..J
-~ lã
b
..." ~
"li
;::s
L.'....J
1
(6)
, __ _J (2)
Fig. XVI.IS - Circuito básico de uma prensa vulcanizadora de borracha.
Quando acionamos a válvula direcional(]) à partir do acionamento do solenóide Sl, a bomba de deslocamento fixo (2) estende o cilindro (3) até que o mesmo chegue à borracha, quando _começamos a carregar o acumulador ( 4), que aqui trabalha como mantenedor de pressão. Supondo haver uma pressão máxima e outra mínima para que a vulcanização seja efetuada, essa faixa está regulada no pressostato (5). Dessa maneira, uma vez atingida a pressão máxima de vulcanização, (ou um valor próximo), o pressostato é acionado e interronipe o fornecimento de corrente elétrica para o solenóide Sl centrando a válvula direcional (1). Isso ocorrendo, permitirá com que a bomba descarregue sua vazão livremente para o tanque, fazendo com que não aconteça um superaquecimento do fluido, pois ao invés da pressão ser mantida pela bomba (à partir da alívio (6)), a pressão será mantida pelo acumulador (4).
1
Manual de hidráulica básica
280
A retenção pilotada (7) impede que essa pressão mais alta seja transmitida para a direcional ( 1), evitando também um vazamento interno maior no sistema Observamos entretanto que podemos ter um vazamento interno entre o êmbolo e a camisa do cilindro e, assim sendo, a pressão cairá lentamente até chegar no limite mínimo de vulcanização ( ou um valor próximo), quando então o- pressostato retorna à posição original, acionando novamente Sl, e o ciclo se repete. A figura que segue ilustra um corte esquemático do pressostato fabricado pela RACINE.
Parafuso de ajuste Fig. XVI.19 -'Co:i:te esquemático do pressostato Racine.
As faixas de ajuste ( dependendo do tipo de mola) desse pressostato se situam em torno dos seguintes valores: Pressão Mínima (bar)
3,5 7 21 35 70 140 210 280
Pressão Máxima (bar)
7 21 35 70 140 210 280 350
Seu corpo é feito de aço e na tomada de pressão existe uma tela que evita entupimentos no duto de pilotagem do "poppet" (pequeno pistão). A repetibilidade é assegurada à partir de um revestimento de teflon e alumínio anodizado no "poppet". Internamente são utilizados materiais de baixa fricção a fim de se permitir um funcionamento satisfatório do equipamento.
Caso seja necessário, por exigência de projeto, a RACINE também dispõe de pressostatos duplos que funcionam analogamente ao anterior.
Outros equipamentos
281
7. O LIMITADOR DE CURSO Também denominado de "micro-switch", é um dispositivo que, quando acionado, pode agir da mesma forma que o pressostato (liga, desliga ou liga-desliga).
Eletricamente pode ser classificado como um interruptor acionado mecanicamente.
1 1,
1: 11
!11'
l
lj
li
Fig. XVI.20 - Alguns tipos de limitadores de curso.
1
.,
-------------------------------------
!'
Manual de hidráulica básica
282
Daremos a seguir dois circuitos em que aplicamos os limitadores de curso.
LI
L2
(2)
/
S3
L..:.J
Fig. XVI.21 - Circuito hidráulico de três velocidades.
No circuito da figura XVI.2·1, quando acionamos o solenóide Sl da direcional (1), encaminha· mos o fluido para o avanço do cilindro. O fluido contido no lado da haste, dirige-se à válvula direcional (2) e fica estabelecido um sistema regenerativo, até que o limitador L1 seja acionado quando acionaremos a válvula (2) ligando o solenóide S3. Agora o fluido dirige-se para tanque passando pelas válvulas (2), (3) e (1) respectivamente (reduzimos a velocidade de avanço do cilindro). Esse avanço continua se processando até que seja acionado o limitador L2 ligando o solenóide S4 da válvula (3). Agora o fluido de retomo forçosamente deverá passar pela válvula de controle de vazão ( 4) (reduzimos novamente a velocidade). O retorno do cilindro é feito acionando-se o solenóide S2 da válvula (1).
j,j
li
! 283
Outros equipamentos
ci
-
-
L2
LI
L..'...J SI/
S3 / (2)
L.'...J
Fig. XVI.22 - Circuito básico para acionamento da mesa de uma retífica.
Nó circuito da figura anterior, temos esquematizado o princípio básico do esquema hidráulico de uma retífica de mesa.
O limitador LI aciona o solenóide SI (avanço do cilindro) e o L2 aciona o solenóide S2 (retorno). Observemos os seguintes itens: a) Uma vez ligado SI ou S2 os mesmos podem ser desligados ( como realmente acontece), que a válvula direcional (1) não mudará de posição, não ocorrendo também o perigo dos dois solenóides estarem ligados simultaneamente; b) o curso do cilindro pode ser regulado através de ajustes nas posições de LI e L2; c) o cilindro é de haste passante a frm de termos forças e velocidades iguais no avanço e retorno; d) a válvula de controle de vazão (3) determina o controle da velocidade do cilindro ( controle igual em ambos os sentidos por se tratar de sistema "meter-out" após a direcional); e) a partir do acionamento de S3, mudamos a posição da válvula (2) e desligamos o acionamento da mesa.
Fig. XVI.23 - Aplicações de limitadores em atuadores rotativos.
Podemos observar na figura anterior, aplicações de limitadores em atuadores rotativos.
Manual de hidráulica básica
284 8. O RELÉ DE TEMPO
O relé de tempo é um aparelho que pode possuir um ou mais carnes que acionados por um pequeno motor síncrono, acionam interruptores que irão ligar ou desligar algum componente elétrico (gerahnente solenóides de válvulas direcionais). Esse equipamento pode ser utilizado para se retardar uma determinada operação no sistema hidráulico. Seja por exemplo o ciclo de trabalho de uma máquina injetora de plástico em que, após ocorrido o fechamento das placas e a injeção de plásticos, as placas deverão permanecer fechadas durante algum tempo para que se efetue a "cura" do plástico injetado. Se quisermos fazer esse processo automaticamente, evitando assim com que o operador da máquina cometa erros no cálculo do "tempo de cura", podemos introduzir um relé de tempo que seria adicionado após o retorno do cilin~ dro de injeção de plástico, quando então, passado o "tempo de cura" estabelecido no relé, seria acionado um solenóide de uma direcional propiciando o retorno automático do cilindro da placa.
Interruptores
1
i
1 1
Motor 1
Fig. XVl.24 - Esquemas externo e interno de um relé de tempo.
9. OBSERVAÇÕES FINAIS
Naturahnente deixamos aqui de mencionar outros equipamentos tais como válvula de sangria (air-bleed valve), "holding", reguladoras de pressão e/ou vazão especiais e outros a fün de que o assunto não se estenda desnecessariamente, pois o propósito é mencionarmos o básico e essencial. Em um outro compêndio nos aprofundaremos na utilização de equipamentos especiais além de discutirmos diferentes tipos de projetos.
1,
Para finalizarmos este capítulo, daremos a seguir alguns cuidados que devem ser tomados na utilização de componentes elétricos no sistema a) Todas as válvulas-solenóide devem estar desenergizadas após o encerramento de cada ciclo de trabalho. (Obs.: Para cada projeto de circuito existem cuidados que devem ser seguidos). b) Devemos usar solenóidesirnersos em óleo quando: bl) o solenóide fica energizado durante um longo período de tempo; b2) o solenóide fica submetido a ciclagens muito grandes; b3) a temperatura ambiente é muito elevada; b4) existe umidade excessiva no ambiente.
1
'1
Outros equipamentos
285
c) Usualmente projeta-se um sistema elétrico para que a bomba fique descarregando livremente para tanque no final de cada ciclo ou quando a máquina fica muito tempo sem operar. Essa regra não pode ser aplicada em sistemas acionados por uma "unidade hidráulica central", ou ainda, em sistemas acionados por uma bomba com compensação de pressão. ou mesmo ainda, em sistemas de bma poténcia. d) O esquema elétrico de um sistema de ciclo totalmente automático, deve ser projetado de forma que o operador possa, em qualquer ponto do ciclo, (mesmo na descarga livre para tanque), interromper a operação para fazer alguma observação ou correção no equipamento. Costuma-se introduzir nesses esquemas o que denominamos de "válvula de pânico" (panic valve), como demonstrado no circuito da figura XVI.22. Lá a válvula direcional (2) interrompe o trabalho da mesa da retífica em qualquer posição que a mesma se encontre. e) Um cuidado especial deve ser tomado para que os dois solenóides de urna mesma válvula não sejam acionados ao mesmo tempo, pois isso faria com que "queimássemos" a bobina de um ou ambos solenóides. Isso pode ser solucionado à partir da aplicação do interruptor do tipo "push-button", que sendo feitas as ligações elétricas apropriadas, torna impossível a energização de ambos os solenóides ao mesmo tempo.
f) Não se deve aplicar um limitador de curso diretamente ao solenóide, excetuando casos de pequena responsabilidade. Em situações em que o solenóide pode consumir uma corrente mais elevada, é preferível que o limitador acione relês ou contatares que irão acionar os solenóides. Os limitadores devem ser aplicados em serviços leves, ou ainda, para energizar lâmpadas de aviso ou alarme e outros equipamentos dessa natureza.
XVII - FORMULÂRIOS, TABELAS DE CONVERSÂO E UMDADES DE MEDIDAS
1. FÓRMULAS MAIS UTILIZADAS
'
Pressão no sistema
SIMBOLOGIA
EXPRESSÂO DA FÓRMULA
FÓRMULA PARA
Pressão = -.--
F P=A
Ârea =
A=rr·r
Força Area
1( •
quadrado do raio
Ârea do cilindro Ârea
rr · quadrado do diâmetro
4
,r . D' A=--
4
Força exercida pelo cilindro
Força= Pressão · Área
F=P· A
Velocidade do cilindro
Vazão Velocidade = -.-Area
v=x
Volume = ,r · quadrado do raio • curso do êmbolo
V=1r·r2 ·s
Volume = Ârea • curso do cilindro
V= A· s
Vazão = Velocidade · Ârea
Q
Q
Volume do cilindro
Vazão no sistema
=
v, A
Torque
Pressão · volume p/revolução 2,r
P·q T=2,r
Torque
Potência · constante ipm
T=
Torque do motor hidráulico
HP • constante
n
•
1
Manual de hidráulica básica
288
FÓRMULA PARA
EXPRESSÃO DA FÓRMULA
SIMBOLOGIA
Rotação do motor hidráulico
Rotação=
Vazão Volume p/revolução
Q n=q
Potência do motor hidráulico
Potência
Torque • rpm constante
HP = T.n K
Vazão de saída da bomba·
Vazão= rpm · volume p/revolução
Potência necessária à bomba
Vazão . pressão Potência = Ef .. . e · 1c1enc1a · onstante
Velocidade do óleo na tubulação
Velocidade
Compressibilidade do óleo
Q=n· q HP= Q.P n.K
Vazão fornecida a tubul. Q A
Área interna da secção da tubulação
v= -
Va=P. Vo (aproximadamente 0,5 p/70 bar)
Volume adicional= Pressão . volume do óleo sob pressão
l. l. Lei dos gases para dimensionamento de acumuladores
FÓRMULAS PARA
Pressão ou volume (temperatura constante)
EXPRESSÃO DA FÓRMULA
Pressão inicial . volume inicial Pressão final . volume final
Pressão inicial
SIMBOLOGIA
=
P1 ,V1=P2 -V2 (isotérmica)
Pressão final
Pressão ou temperatura (volume constante)
Temperat. inicial
Temperat. final
P1 P, - = - (isocórica) r, Ti
Volume ou temperatura (pressão constante)
Volume inicial Volume final = Temperat. inicial Temperat. final
V1 V2 - = - (isobárica) T1 T2
Pressão ou volume (temperatura constante)
Pressão ou volume ( a temperatura varia na compressão)
=
Pressão inicial • volume inicial n
=
P1 V1 n = P2 V2n
Pressão final • volume final n Teme. final Temp.inicial
=
(Volume inicial) n-l (Volume final)
(Pressão fmal) n-J/n = (Pressão inicial)
PARA NITROGJ;NJO O EXPOENTE n= n= n= n=
= r, T1
(Vi)n-1
(P,)n-1/n
(V,)
(P,)
1,4 para condições adiabáticas 1,3 para ciclos rápidos 1,1 para ciclos normais 1,0 quando o gás retoma a temperatura inicial antes da descarga ou recarga.
T Formul.ários, tabelas de conservação e unidades de medidas
289
1.2. Outras fórmulas 1.2.1. Força de corte para chapas
ªe ·
2
F = - e2 tg a
"
chapa
1°10' 1°30' 1°30' 2°50 3°10'
1/8" 1/4" 1/2" 5/8" 3/4"
1
.
ªe = 50kg/mm2 e = espessura/chapa
1.2.2. Espessura da parede de cilindros
S=O,SD ·
j
S = Espessura D= Diâmetro at = Tensão admissível P = Pressão
a_t_+_o_,4_P _ 1 at-l,3P
Valores de at fº fº - 30kg/mm2 aço f 9 - 90kg/mm2 tubo aço - 90kg/mm2
1.2.3. Vazão/Rotação de bombas de engrenagens
Q / rol=
(L • C) · (De - C)
70
L = Largura da engrenagem em polegadas C = Distância entre centros em polegadas De = Diâmetro externo da engrenagem em polegadas
1.2.4. Velocidade de óleo recomendadas 1.2.4.1. Para sucção e preenchimento v = 4ft/sec ou v = 121,90cm/seg 12.4.2. Para retorno v = lOft/sec ou v = 304,74cm/seg 1.2.4.3. Para pressão v = lOft/sec contínuo v = !Sft/sec ou v = 457,llcm/seg intermitente v = 20ft/sec infreqüente
Manual de hidráulica básica
290
1.2.5. Diâmetro interno de tubulação recomendado, a partir da vazão Q em GPM 1.2 .5 .1. Para sucção e preenchimento
D - 0,31965 ./Q 1.2.5.2. Para retomo
D - 0,202165 ../Q Resposta em polegadas 1.2.5.3. Para pressão
D - 0,165067../õ
1.2.6. Cálculos para cilindro com circuito regenerativo
T
j_
1
l
Dp
_L
,t
1
Dh
T
1
Q
Dp = Diâmetro do pistão Dh = Diâmetro da haste QB = Vazão da bomba Q1 = Vazão no ponto 2 Q1 = Vazão no ponto 1 P = Pressão fornecida Fa = Força de avanço Ap = Área do pistão Ab = Área da haste Ac = Área da coroa va = Velocidade de avanço
~ 2
1.2.6.1. Cálculo da força Fa Fa=P·Ap-P·Ac ou Fa = P(Ap -Ac) ou Fa=P • Ab
1.2.6.2. Cálculo da velocidade va QB
va=-
Ab
1.2.6.3. Cálculo da vazão no ponto 1 Q,
= va,
Ap
1.2.6.4. Cálculo da vazão no ponto 2 Q,=Q1-QB ou Q2 = va • Ac
6' !"
Comitê europeu p/transmissões óleo dinam. e pneumáticas Sistema internacional de medida N.
1
2
3
4
5
MagnituSímbolo Dimensão de
Ângulo Longitude
Superfície
Volume
Tempo
~
Q
A, S,F
V
t
[1]
[L]
[ L2]
[L']
(T]
CETQP/RPl
UNIDADES
Nome da unidade
Radiano
Metro
Metro quadrado
Métro cúbico
Segundo
Símbolo inter. da unid.
Sistema técnico de medida (métrico) Nome da unidade
Símbolo da unid.
Fator de conversão
Sistema técnico de medida (anglo-americano) Nome da unidade
Símbolo da unid.
... o
rad
Graus
.. . o
d 1°- 1T -180 ra
Graus
cm mm
1 cm - 0,0lm lmm-0,0ülmm
Polegadas Pé
in
m
Centímetro Milímetro Centímetro quadrado
cm
1 lcm2 = 104 m2
Polegada quadrada
in 2, sqin
Milímetro quadrado
mm
2
2 1 2 lmm =-m 106
Centímetro cúbico
cm 3
1 3 3 lcm =--m 106
2
ft
7í
o
1 =--rad 180 1 in - 0,0254m lft - O, 3048 m 1 m2 == 1 sqin = 2 = 6.45 · 10-4 m
m3
seg
Litro
li,
-
-
Minuto
1Q=0,001m
3
-
min,mn lmin = lmn =60s
OBS.: Em reunião realizada em Genebra, o sistema Internacional de medida deve ser o sistema adotado a partir de 01/01/1978.
-
-
in3 , cu.in
1 in3 = 1 cu.in = 3 = 16,39 · 10-0 m
Galão
gal
lft3 = 0,02832m 3
Pé cúbico
n'
lft = 0,02832m 3
Polegada cúbica
Minuto
min
!~
-~~-.,.
g
:}
e,-
e:l
" Ir
;,::
8
sã ""'~ ~ ""ÍS' " "" ~
Fator de conversão
m2 -
j
!;:
~
,:,. 1)1
:}
[ IS: !:,
3
1 min =60seg
"'::::
~ Comitê europeu p/transmissões Óleo dinam. e pneumáticas
N.
6
Ma!nitu-1 Símbolo Dimensão 1
Vazão
7
Velocidade angular
8
Aceleração angular
Q
w
1
Nome da unidade
Metro 3 -1 , [L T ] cubico por segundo
m'
I
[T-1] Radiano
rad
por segundo Radiano
"
Símbolo inter~ da unid.
[T-'] por segundo ao quadrndo
rad
,,
9
V
!Metro [L T - ] porsegundo 1
m
g.
,::
Sistema técnico de medida (anglo-americano)
Sistema técnico de medida (métrico) Nome da unidade
Litro por minuto
Símbolo da unid.
min
mn
- 6.104
Radiano por segundo
rad
Radiano por segundo ao quadrado
rad
Metro por minuto I
Fator de conversão
1
m'
mn Centímetro I cm por segundo I s
Polegada cúbica por minuto
in
Fator de conversão
in3 1-.-= mm
m'
=0,273 · 10-• -
s lg.p.m. = g.p.m.
3
=758·10- 6 ~
'
s
rad
Radiano por segundo ao quadrado
m
3
min
Galão por minuto
. -,-
,,
m
Símbolo da unid.
Nome da unidade
Radiano por segundo
m
{i, o
l l 1 - = 1-= min mn
m min'
Velocidade
§
CETOP/RPl
UNIDADES Sistema internacional de medida
n
rad
,,
i[
lm
1-=1-=-min rn.n 60Sipé por segundo
ft
ft m 1 -=0,3048s s
fü-
""~
!!·
1 cm = 0,01 m s s
['
""fl• 2·
-
---- ----------------
1
.
Comitê europeu p/transmissões óleo dinam. e pneumáticas
:si
.
UNIDADES
r:,
CETOP/RPl .
Sistema internacional de medida
N.
10
11
MagnituSímbolo Dimensão de
Aceleração
velocidade de rotação
a, b
Nome da unidade
Símbolo inter. da unid.
Metro [ T- 1 ] por segundo ao quadrado
,,
[T-'] Voltas por segundo
-1s
m
Sistema técnico de medida (métrico)
Nome da unidade
Símbolo da unid
Metro por segundo ao quadrado
,,
Voltas por minuto
-
Massa
m
[M]
Kilograma
kg
-
2
13
Densidade
p
[Mr 3 ] por metro cúbico
~ m'
kp.s' m•
14
movi1nento
p
[MLT- 1] metro por segundo
kg.m s
·"'i'l"
o
";,;-
kgf.s 2
Kilopondio por segundo
kp.s,
kgf.s
<:>"' ~
Fator de conversão
"-
8"::, ~
ft
;,-
r.p.m.
ft m l-=03048s2 , s2
~ oíl
8'
1 1 r.p.m. = 60s
""li:::, ~ g. ~
;;
a
~ Libra - massa
lb
llb =0,4536 kg
2 kp.s kgf.s 2 1-- =1--= m4
m4
=9 80665 kg (exato) ' m'
Libra -massa
lb
lb 1-= in3
por polegada cúbica
~
in'
= 27 68· 10 3 kg
'
1 kp.s = 1 kgf.s =
Kilograma
!;
= 9,80665kg (exato)
-
m• Quantidade de
kgf.s
Voltas por minuto
Símbolo da unid.
2
2
m Kilograma
.kp.s
2
1-- =1--= m m
m
kgf.s
1 u u [ -=-min 60 s tr ltr 1 =1-=--=mn 60 60s
tr
kp.s
Pé por segundo ao quadrado
-
min
Nome da unidade
Fator de conversão
m
mn
12
~
§"·
'2,
u n
Sistema técnico de m-edida (anglo-americano)
j
s: ;::,_
= 1 kg.gn.S = kg.m
=9,81 - s
Libra - massa
pé por segundo
lb. ft s
--
m'
1 l1c_ = in3
kg.m =0,1383 - s
~
~ Comitê europeu p/transmissões óleo d.inam. e pneumáticas
8g.
CETOP/RP 1
UNIDADES .
Sistema in temacional de medida N.
Magnitude
15
Momento de inércia
Símbolo Dimensão
1, J
[ML
2
Nome da unidade
Kilograma metro quadrado
]
Símbolo inter. da unid
kg.m 2
a) Força
Nome da unidade
[MLT-
16
]
Newton
Símbolo da unid
Megapond.io
Mp, tf
kilopondio por metro cúbico
m'
kp
17
Peso específico
'Y
N m'
kgf m'
18
Pai:
M,T
[ML 2 T- 2 ]
Newton metro
kilopondio metro
1)
momento de inércia
Símbolo da unid.
Libra - massa pé quadrado
lb.ft 2
1 lb.ft 2 = = 0,04214 kg.m 2
lbf
llbf =4,45 N
1 Mp =1 tf=9,81·10 kp kg 1-=1-= m' m' N =9,813 m
kpm, kgf.m
1 kpm =1 kgf.m = =9,81 N.m
kpcm, kgf.cm
1 kpcm = 1 kgf.m = 9,81 = 100 N.m
3
~
-
Libra· força por polegada cúbica
Polegada libra - força
-
lbf in'
in.lbf
Pé libra- força
ft.lbf
Jj i!l'
Fator de conversão
.
-
1 lbf =2714·10 3 2:1.._ in3 ' m3
1 in.lbf= 0,113N.m
N.m Kilopondio centímetro
GD2
Nome da unidade
kp, kgf 1 kp =1 kgf=9,81N Libra-forçá
N
b) Peso
Newton [MJ':'T... ] por metro cúbico
Fator de conversão
Kilopondio 1 kpm.s 2 = metro kpm.s 2 = 1 kgf.m.s 2 = 2 segundo kgf.m.s = 9,81 kg.m 2 ao quadrado Kilopondio
2
Sistema técnico de medida (anglo-americano)
Sistema técnico de medida (métrico)
1 ft.lbf = 1,356 N.m
~
[
[}
i't "'" ;:i
= 4g
f
§·"""'·
J
cl1
Comitê europeu p/transmissões óleo dinam. e pneumáticas
UNIDADES
MagnituSúnbolo Dimensão de
Nome da unidade
r,
8
Sistema intemacional de medida
N.
CETOP/RP 1
Sistema técnico de medida (métrico)
Símbolo inter. da unid.
Nome da unidade
Símbolo da unid.
Fator de conversão
Sistema técnico de medida (anglo-americano) Nome da unidade
.
Símbolo da un1d.
.
19
20
p
Pressão
Módulo de elasticidade
E
[Mr1i"]
1
[ML i"]
Newton por metro quadrado
Newton por metro quadrado
Kilopondio N 1) por centímetro m' quadrado
N m
2
Kilopondio por centímetro quadrado
kgf ~ 2) kp 1 -2 = 1 - = cm' cm cm 2 kgf cm2
N =9,81 · 10 - , m
.!:E_
l J
cm 2 kgf
--
cm'
21
Vis cosida de dinâmica
1j.(µ)
[ML1T-1 ]
Newton segundo por metro quadrado
Poise
Centipoise
Stokes
'
22
1
Vis cosidade cine mática
V
Metro [ L2T- 1] quachado por segundo
m'
4
P, Po
=9,81 · 104
N
St, Sk
]bf in2
-
!bf N J-=6895m2 in2
""'~ g.
§" ;;"'
~
êj•
"'
""'s: "'g.
Libra· força por polegada quadrada
lbf in2
!bf N l -=6895in.2 m2
~
g. ;:;
"'~
cm 2
N.s cP, cP0 1 cP = 0,001 m2
o
~
.Libra· força por polegada quadrada
-
N.s IP= 0,1m2
IS:
s·= .~~-
" il, Fator de conve~~ão
i
!à Libra· força segundo por pé quadrado
lbf.s ft 2
-
-
1 m 2 Pé quadrado 1 St =! S k = - · por segundo 104 s
-
s
ft2 m2 1 - =0,0929 s s
-
-
n'
-
lbf.s N.s 1-=47,9ft2 m2
-
s Centistokcs
1 m cSt, cSk lcSt=lcSk=-·10 6 s
-
1) Se recomenda o uso da unidade "bar": 1 bar= 10 5 N/m 2. 2 2 2) 1 kp/cm =! kgf/cm =0,981 bar.
~
-------
---------" - -··---- --
~
(")
Comitê europeu p/Uansmissões óleo dinam. e pnéu-ffiáticas
N.
23
24
25
Magnitude
Trabalho
Energia
Potência
Símbolo Dimensão
A,W
E, W
P,N
CETOP/RP 1
UNIDADES Sistema internacional de medida Nome da unidade
[ML2T-'.l] Joule
[ML2T-'.l] Joule
[ML2T- 3] Watt
Símbolo inter. da unid.
J
J
Sistema técnico de medida (anglo-americano)
Sistema técnico de medida (métrico) Nome da unidade
Símbolo da unid.
Fator de conversão
Símbolo da unid.
1 ft.lbf = 1,356 J
-
-
-
1 kpm = 1 kgf.m = =9,81 J
Pé libra - força
ft.lbf
1 ft.lbf=l,356 J
-
Pé libra - força por segundo
ft.lbf s
ft.lbf 1 - - =l,356W
1 kpm = 1 kgf.m = = 9,81 J
Kilopondio centímetro_
kpcm, kgf.cm
1 kpcm = 1 kgf.cm = = 0,0981 J
Kilopondio metro
kpm, kgf.m
-
-
kpm 1 PS =1 ch=75---, s
PS, eh
Cavalo vapor
HP
1-'" o
Fator de conversão
ft.lbf
kpm, kgf.m
Cavalo vapor
Nome da unidade Pé libra- força
kilopondio metio
w
°'
s
1 HP =745,7W
=75 kgf.m =735,5W s
26
a) Tempe ratura absoluta b)Temperatura
Graus Kelvin
T,El
ºK
-
-
-
-
-
-
(}, t1
1 ~
[ E>] -
-
Graus Centígrados
~K=°C+273,15
Graus Fahrenheit
ºF
°K =~(°F - 32) + 9 + 273,15
;:,.
t .,. .~-
["
11·
J
6' r,
o
= g. .,,ii
Comitê europeu p/transmissões óleo dinam. e pneumáticas
MagnituSímbolo Dimensão de
Calor
Q,
w
e
Cs
"""'lS'
Nome da unidade
Símbolo inter. da unid
[ML2T- 2 ] Joule
Sistema técnico de medida (anglo-amencano)
8
" ~
"'
;i
Nome da unidade
Símbolo da unid.
kcal
Fator de conversão
1 kcal =4187 J
J
Nome da unidade Unidade ténnica britânica
Símbolo da unid.
B.t.u
Fator de conversão
1 B.t.u. = 1055 J
~
2'
"""'
~
2
,[L
T'e-
1
]
Joule por quilograma e grau Kelvin
J kg.ºK
-
cal
1 cal =4,187 J
-
-
28 b) Calor especí- · fico
;;;'
~ Sistema técnico de medida (métrico)
Caloria
a) Calor espccífico
~"~
~
Kilocaloria
27
CETOP/RP 1
UNIDADES Sistema internacional de medida
N.
'"o
~
!;'.
[L ff
1
]
-
-
Kilocaloria por kilopondio e grau Centígrado
kP ºC
kcal kcal 1 - =1--= kpºC kgfºC
kcal
J
kcal
-
Unidade ténnica britânica por libra-massa e grau Farenheit
-
kgfºC
=4187
-
-
"'
,l
~
~ B.t.u. lb.ºF
-
B.t.u. J 1 --=4187-lb.ºF kgºK
-
-º-
kg K
~
"
Manual de hidráulica básica
298
3. TABELAS DE CONVERSÃO DE UNIDADES -·----·---~-------· PARA OBTER POR. MULTIPLIQUE ...
-·····----·--,, -----·
--- ----------
Atmosferas atm atm atm atm atm atm Barril de óleo
76,0 29,92 33,90 1,0333 14,7 1,058 1.000 42 0,2520 777,5 3,927 · 10-4 107,5 2,928 · 10-4
BTU BTU BTU BTU BTU
cm de mercúrio de mercúrio ft água kg/cm 2 PSI ton/ft2
Kcal lb.ft H.P. hora kgm kw hora ft.lb/sec H.P. kw
Centímetros cm cm
0,3937 0,01 10
inches metros
cm Mercúrio cm Mercúrio
0,01316 0,4461 136 27,85 . 0,1934
atm ft água kg/m' lb/ft 2 PSI
watts
mm
cm/segundo cm/seg cm/seg cm/seg cm/seg cm/seg
1,969 0,03281 0,036 0,6 0,02237 3,728. 10- 4
ft/min ft/sec km/h m/min millias/hora milhas/min
cm3 cm3 cm' cm 3 cm3 cm 3
3,531 · 10 ' 6,102 · 10-2
ft 3 in 3 m' jardas3 galões
10-6
1,308; 10-6 2,642. 10- 4 10-3 .
Decímetros
graus (Ângulo) graus (Ang) graus (Ang) graus/seg graus/seg graus/seg Feet {pés) ft ft ft
0,1 60 0,01745 3600 0,01745 0,1667 0,002778 30,48 12 0,3048 1/3
1
------------·--Galões de óleo
12,96 0,02356 0,01757 17,57
cm Mercúrio cm Mercúrio
J
bar
BTU/min BTU/min BTU/min BTU/min
cm Mercúrio
l
i.
litros metros minutos
radianos segundos radianos/seg revoluções/min
revoluções/seg cm in metros
jardas
--
299
Forl1Ullários, tabelas de consen;ação e unidades de medidas
MULTIPLIQUE ...
POR ...
PARA OBTER atm
ft de água ft de água ft de água ft de água ft de água ft/min ft/min ft/min ft/min ft/min
0,2950 0,8826 0,03048 62,43 0,4335 0,5080 0,01667 0,01829 0,3048 0,01136
kg/cm 2 lb/ft' PSI cm/seg ft/sec km/h Milhas/min Milhas/h
ft/sec/sec ft/sec/sec
30,48 0,3048
cm/seg/sef m/seg/seg
in de mercúrio
10- 3 10- 7 10-•
ft.libra ft.lb ft.lb ft.lb ft.lb
1,286 · 5,050 · 3,241 · 0,1383 3,766 ·
10-7
BTU H.P. hora kcal kgm kwhora
ft.lb/min ft.lb/min ft.lb/min ft.lb/min ft.lb/min
1,286 · 10-3 0,01667 3,030 · 10-s 3,241 • 10-• 2,260 · 10-s
BTU/min ftlb/sec H.P. kcal/min kw
10- 2 10- 3 10"" 10-3
BTU/min H.P. kcal/min kw
(in) inches= polegadas (ft) feet =pés ft.lb/sec ft.lb/sec ft.lb/ sec ft.lb/sec
7,717 1,818 1,945 1,356
• · · ·
ft' ft 3 ft 3 ft 3 ft 3 ft 3 ft' ft 3 ft 3 /min ft 3 /min ft 3 /min ft 3 /min
2,832 · 10 4 1728 0,02832 0,03704 7,48052 28,32 59,84 29 92 472 0,1247 0,4720 62,43
ft 3 /sec Galões
448,831 3785
Galões Galões Galões Galões GPM GPM GPM
0,1337 231 3,785 · 10- 3 3,785 2,228 · 10-3 0,06308 8;0208
cm3 in' m' jardas 3
galões litros canecas
auartos cm 3 /seg galões/seg litros/seg Ih de água/min galões/min cm 3 ft' in' m' litros
ft 3 /sec litros/seg ft 3 /h
300
Manual de hidráulica básica
MULTIPLIQUE ...
POR ...
PARA OBTER
Gramas g g g g
980,7 15,43 10-3 10' 2,205 · 10- 3
dinas grãos kg mg lb
g/cm g/cm 3 g/cm 3 g/litro g/litro H.P. H.P. H.P. H.P. H.P. H.P. H.P. H.P. hora H.P. h H.P.h H.P.h H.P.h inches (polegadas) in de mercúrio
in de mercúrio in de mercúrio in de mercúrio
in de mercúrio in de água in de água in de água in de água in de água
in 3 in 3
5,6 · 10- 3 62,43 0,03613 58,417 0,062427 42,44 33.000 550 1,014 10,70 0,7457 745,7
BTU ft.lb kcal kgm kw/hora cm
. 0,03342 . 1,133 0,03453 70,73 0,4912 2,458 · 10- 3 7,355 · 10- 2 2,54 · 10- 3 5,202 0,03613
kg/cm 2 kg/cm 2 kg/cm 2 kg/cm 2 kg/cm 2
0,9678 32,81 28,96 2048 14,22
in 3
watts
2,540
in 3 Quilogramas kg kg
in 3
BTU/min lb/ft/min lb.ft/sec H.P. (métrico) kcal/min kw
2547 1,98 · 106 641,7 2,737 · 105 0,7457
16,39 5,787 1,639 2,143 4,329 1,639 980665 2,205 103
in 3
lb/in lb/ft3 lb/in3 grãos/galão lb/ft 3
· · · · •
10-• 10-s 10-s 10- 3 10- 2
atm ft de água kg/cm2 lb/ft 2 PSI atm in de mercúrio kg/cm2 lb/ft2 PSI cm3 ft 3 m3 jardas 3 galões litros dinas lb g atm ft de água in de água lb/ft2 PSI
i.
1
Formulários, tabelas de conservação e unidades de medidas
MULTIPLIQUE ... Quilômetro (km) km km km km/h km/h km/h km/h Quilowatt,- (Kw) kw kw kw kw kw kw-hora kw-h kw-h kw-h Litros Litros
Litros Litros Litros
Litros/min Metros
m m Metros/min m/min m/min m/min m/min
POR ...
105 3281 10' 0,6214 27,76 54,68 0,9113 16,57 56,92 4,425 · 104 737,6 1,341 14,34 10' 3415 2,655 · 106 860,5 3,671 · 105 103 0,03531 61,02 10-J
301
PARA OBTER cm ft m milhas cm/seg ft/min ft/sec m/min BTU/min ft.lb/min ft.lb/sec H.P. kcal/min watt
BTU ft.lb kcal kgm cm 3 ft 3 in 3 in'
0,2642
galões
4,403 · 10- 3
galões/seg
'' 1
100 3,281 39,37 1,667 3,281 0,05468 0,06 0,03728
cm ft in cm/seg ft/min ft/sec km/h
milhas/h
Metros/seg m/seg m/seg m/seg m/seg
196,8 3,281 3,6 0,06 2,237
ft/min ft/sec km/h km/min milhas/h
m' m' m' m' m' m'
106 35,31 61,023 1,308 264,2 103 10-6 3,93 · 10-s
cm3 ft'
Microns Microns
j:
in 3 3 jardas
galões litros
m in
11
1
Manual de hidráulica básica
302
1
MULTIPLIQUE ... Milhas/hora Milhas/hora Milhas/hora Milhas/hora Milhas/hora
POR ...
44,7 88 1,467 1,609 26,82
PARA OBTER cm/seg ft/min ft/sec km/h m/min
Milímetro mm
0,1 0,03937
cm in
Minutos (Ângulo)
2,909 · 10-•
radianos
Onças Oz Oz Oz Oz (fluido) Oz (fluido) Libras Libras lb
437,5 0,0625 28,349527 2,835 · 10-5 1,806 0,02957 16 7000 453,5924 0,01602 27,68 0,1198
grãos lb gramas tons
Oz grãos
gramas
2,679 · 10-•
lb/ft 3
5,787 · 10-•
lb/in 3
1 728
lb/ft 3
PSI PSI PSI PSI PSI Radianos
0,06804 0,06804 2,307 2,036 0,07031 57,29578
bar atm ft de água in de mercúrio kg/cm2
Watts Watts Watts Watts Watts Watts
0,5692 44,26 0,7376 1,341 · 10- 3 0,01434
BTU/min ft.lb/min ft.lb/sec H.P. kcal/min Kw
Watt/hora Watt/h Watt/h Watt/h Watt/h Watt/h
Jardas 3 Jardas 3 Jardas' Jardas' Jardas 3 Jardas 3
10-3
3,415 2655 1,341 · 10- 3 0,8605 367,1 10-3
7,646 · 105 27 46,656 0,7646 202 764,6
1
litros
lb de água/min
lb/in 3
i
in 3
ft3 in 3 galões ft 3 / sec
lb de água lb de água lb de água
!
Graus (ângulo)
BTU ft.lb H.P. hora kcal kgm kw/h cm3 ft 3 in 3 m' galões litros
i
1
,11
Formulários, tabelas de conservação e unidades de medidas
303
4. OUTRAS TABELAS, DIAGRAMAS E ÂBACOS
4.1. Tubulações 4.1.l. Diâmetros de tubos comerciais (gentileza Ermeto)
Diâmetro Externo
Espessura
.
mm 4 5 6 6 6,4 6,4 8 8 9,5 9,5 10 10 12 12 12,7 12,7 14 14 15 15 16 16 18 18 19 19 20 20 22 22
Pol.
1/4 1/4 5/16 5/16 3/8 3/8
1/2 1/2
5/8 5/8
3/4 3/4
25
-\
25 25,4 25,4 28 28 30 30 32 32 35 35 38 38 42 42
emmm
Diâmetro interno emmm
1 1 1 1,5 1, 1 1,5 1 1,5 1,6 2 1,5 2 1,5 2 2 1,5 1,5 2 1,5 2 1,5 2,5 1,5 2,5 1,5 2,5 2 3 2 2,5 2 3 2 3 2 3 2,5 3 2,5 4 2,5 4 3 4 2 4
da parede
1" 1"
1.1/4 1.1/4 1.1/2 1.1/2
Pressão máxi ma recomen-
Peso por
dada de serviço em kg/cm>
100 metros emkg
2 3 4 3 4,2 3,4 6 5 6,3 5,5 7 6 9 8 8,7 9,7 li 10 12 li 13 li 15 13
613 408 306 613 300 600 300 420 326 500 300 467 233 350 350 233 214 315 196 286 181 338 157 286
7 10 12 17 12 17 15 24 28 37 31 40 39 49 52 41 46 59 50 64 54 83 61 96
16 14 16 14 18 17 21 19 21,4 19,4 24 22 25 24 27 34 30 27 32 30 38 34
140 270 197 319 175 219 150 235 150 235 131 203 149 186 135 250 132 220 139 198 83 160
64 100 86 126 99 120 113 163 114 164 128 185 170 200 185 270 173 300 359 435 197 300
~.
'
Manual de hidráulica básica
304 4.1. 2. Recomendações da JIC para espessura de parede do tubo.
Diâmetro
do tubo
Espessura mínima
1200.3000psi
500.1200 psi
0.500psi De norninação
Espessura mínima interna Área
Área Área Espessura interna mínima interna
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.0023
.035
.0023
.035
.0023
3/16
3
.035
.0107
.035
.0107
.060
.0035
1/4
4
.035
.0254
.035
.0254
.060
.0133
5/Í6
5
.035
.046
.035
.046
.060
.029
3/8
6
.035
.073
.035
.073
.060
.051
1/2
8
.035
.145
.035
.145
.075
.096
5/8
10
.035
.242
.049
.218
.095
.149
3/4
12
.035
.363
.049
.334
.109
.222
7/8
14
.049
.474
.065
.436
.109
.339
1
16
.049
.639
.065
.594
.120
.454
11/4
20
.065
.905
.095
.882
11/2
24
.065
1.474
.095
1.348
Obs.: Os valores internos à tabela são dados em polegadas.
4.1.3. Critério para dimensionamento de tubos (Linhas de pressão) "Velocidade máxima do óleo considerada: lSft/sec (4,S7m/sec)" VAZÃO
.,rnxr.
JJ' INT.
X
NPT CORRESPONDENTE
até lGPM
6x4
1/4"
de 1,1 à 2GPM
8x6
1/4"
de 2,1 à 5GPM
12 X 9
3/8"
de 5,1 à \OGPM
16 X 13
1/2"
de 10,1 à 15GPM
20 X 16
3/4"
de 15,1 à 21GPM
25
19
3/4"
de 21,1 à 35GPM
30x 25
de 35,1 à 51GPM
35
30
1.1/4"
de 51,1 à 58GPM
38 X 32
1.1/4"
X
1"
: 1
X
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Forrmdários, tabelas de conservação e unidades de medidas
305
4.1.4. Âbaco para a determinação do diâmetro interno do tubo
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Pol. mm efi interno
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4 Vazão de Ôleo Qlmin
8 Velocidade
mls
Manual de hidráulica básica
306
ii
4.2. Perda de carga 4.2.l. Ábaco para a determinação da perda de carga através de um orifício
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CIPM
1
Orifício Álea (sq.in)
Perda de Carga (PSI)
307
Formulários, tabelas de conservação e unidades de medidas 4.2.2. Determinação do diâmetro interno do tubo a partir do número de Reynolds (Diagrama de Moody)
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308
Manual de hidráulica básica
4.3. Cilindros 4.3. l. Ábaco para a determinação do volume do cilindro
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Volume do cilindro (cuin)
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Formulários, tabelas de conservação e unidades de medidas
309
4.3.2. Ábaco para a determinação da velocidade do êmbolo
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Vazão fornecida ao cilindro (GPM) (CIPM)
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40
600
50
600
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700
800 900 1000
Diâmetro do cilindro (in)
400
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Área do
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500
000
900 1000 1100
1200
cilindro (sqin)
Velocidade do embolo
(ft/min)(inlmin)
Manual de hidráulica básica
310
4.3.3. Ábaco para a determinação do tempo de deslocamento do êmbolo
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CIPM
Volume do cilindro (cuin)
GPM
Vazão (GPM) (CIPM)
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311
FornwJários, tabelas de conservação e unidades de medidas
4.3.4. Ábaco para a determinação da força realizada por um cilindro
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Área do cilindro (sqin)
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Diâmetro do cilindro (in)
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AOOO 100
5000
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Pressão fornecida ao cilindro (PSI)
TO 60
50 40
Força (lb)
312
Manual de hidráulica básica
4.4. Viscosidade 4.4.1. Diagrama da variação da viscosidade com a temperatura para diversos tipos de óleo
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Formulários, tabe"fas de conservação e unidades de medidas
3J3
4.4.2. Tabela de conversão de unidades de viscosidade
CENTSTOKES
cSt
SEGUNDOS SEGUNDOS REDWOOD SAYBOLT SAYBOLT AMERICANO OCIDENTAL UNIVERSAL NP 1 FUROL STANDARD STANDARD
ssu
-
2
2,91 4,25 5,8 7,5
2 2 4 4
8,6 10 13,0 15,7 18,5
4 4 4 4 4
20,9 27
4 4
32,0 37,5 43,5
5 5 5
54
5 5 5 5 5
65 86
130 174 195
6 6 6
360
525 825
6 6 6 6
1100 1450 1900
-
1
-
30 35 40 45 50
200 200 200 200
-
-
55 60 70
-
80 90
-
100 125 150 175
-
-
-
-
63 71 80
89
250
-
-
54
110
300
400 400
-
-
-
300 300 300 300
.
32,2 36,2 40,6 45
-
300
NP 2
49
-
134 156 177
-
200
REDWOOD
220 270
-
-
360
-
40
530 700
900 1650 2400
45 75 100
800 1500 2100
3800
3400 4500 6000 7500
400 600 800
33
400 400 400
5000 6500
150 200 250
400
8500
300
140 145 260
400 560
ENGLER
1,32 1,42 1,49 1,57 1, 71 1,84 1,98 2,1 2,4 2,7 3,0 3,5 4,2 4,8 6,1 8,5 11 12 21 28
950 ·1300
42 60 70
1600
85
i
Para converter SSU em viscosidade absoluta
!:':_= 2,20 • 10-3 T p
onde
-
J,80 T
µ- viscosidade absoluta, poises p -massa específica g/cm3 T
-Tempo de vazamento (SSU)
Temperatura ambiente.
SIGLAS
Algumas siglas, abreviações e estrangeirismos utilizados no livro.
A
A = Área de setor circular - Amperes A.B.N.T. = Associação Brasileira de NofI!1aS Técnicas Ac = Área da coroa em cilindros Ah= Área da haste em cilindros Air Bleed Valve = Válvula de Sangria de Ar A.N.S.I. = American National Standards Institute Ap = Área do pistão em cilindros Apr = Área da secção da tubulação na pressão Aret = Área da secção da tubulação no retorno A.S.A.E. = American Society of Agricultura! Engineers Asuc = Área da secção da tubulação na sucção atm =Atmosfera(=" lkg/cm2 )
B B = Abreviação utilização na RACINE para se designar a bomba PVB b = braço (para cálculo de torque) Back-up = anel de encosto bar= Abreviação de bária (unidade de pressão) BD= Abreviação utilizada na RACINE para se designar o comando múltiplo de 1/4" Bleed-off= Sangria (v. cap. XI) booster = Intensificador de pressão Buna-N = Elastômero utilizado em vedações bypass = passagem em paralelo
'
Ii
1. i
Manual de hidráulica básica
316
c C = Distância centro a centro de duas engrenagens
c/ = com check valve
=
válvula de retenção
cipm = polegadas cúbicas por minuto (cubic inches per minute) closed loop = termo utilizado para se dizer que o sistema hidráulico é um circuito fechado sem reservatório cm = Centímetro cm2 = Centímetro quadrado cm 3 = Centímetro cúbico cm/min = Centímetro por minuto cm 3 /min = Centímetro cúbico por minuto cm 3 /rev = Centímetro cúbico por revolução
cm/seg = Centímetro por segundo cm 3 /seg = Centímetro cúbico por segundo corp. = Corporação - corporation
Cp = Calor específico (Kcal/kg/ ºC) Craking pressure = Pressão de abertura Cross-over = Termo utilizado para denominar a válvula de alívio anticavitação (alívio cross-over)
C.S.A. = Canadian Standards Association cst = Centistokes
cuft = pés cúbicos (cubic feet) cuin = polegadas cúbicas (cubic inches) cuin/min = polegadas cúbicas por minuto cuin/rev = polegadas cúbicas por revolução c.v. = Cavalo vapor (unidade de potência)
D
D= Diâmetro d= densidade-deslocamento (para o cálculo de trabalho) dh = diâmetro da haste em cilindros dm = decímetro dm 2 = decímetro quadrado dm3 = decímetro cúbico dm3 /min = decímetro cúbico por minuto dm3 /rev = decímetro cúbico por revolução
Dp = diâmetro do pistão em cilindros dp = perda de carga localizada nas válvulas Dpr = diâmetro da tubulação na linha de pressão Dret = diâmetro da tubulação na linha de retorno Dsuc = diâmetro da tubulação na linha de sucção
E e= número de Euler (2,71828 ...) erg = unidade de força no sistema M.K.S.
Siglas
F F = força f= fator de fricção em tubulações F1 = Força de avanço em cilindros F2 = Força de retorno em cilindros FA = Abreviação utilizada na RACINE para se designar a bomba PVF Fa = Força de avanço F.P.S. = Fluid Power Society ft = pés (feet) ft/min = pés por minuto ft/sec = pés por segundo fuU flow pressure = pressão à máxima vazão
G G = massa
g = grama - aceleração da gravidade (9,81 m/seg) gal = galão, galões (3,785 litros) gal/rot = galões por rotação gjcm 3 = grama por centímetro cúbico gicleux = orifício onde se origina perda de carga, aumento da velocidade e aquecimento do fluido G.P.M. = galões por minuto
H
h = hora = altura do filtro de sucção ao nível de fluido no reservatório h 2 = altura do fütro de sucção até o fundo do reservatório H2 O = Símbolo químico da água holdingvalve = tipo especial de válvula de contrabalanço da RACINE Hz = hertz (ciclos por segundo)
h1
1
i.é = isto é in = polegadas (inches) I.V. = índice de viscosidade
J
J.I.C. = Joint of the Industry Conference
K K = Abreviação utilizada na RACINE para se designar a bomba PVK Kcal = Quilo cal o ria Kcal/h = Quilocaloria por hora Kcal/min = Quilocaloria por minuto kg = Quilograma
317
Manual de hidráulica básica
318 kgcm = Quilocentimetro (unidade de torque) kg/cm 2 = Quilograma por centímetro quadrado (,s 1 atm) kgm = Quilômetro por hora KV A = Quilo Volt Amperes KW = Quilowatt
L
L = Comprimento total da tubulação - largura da engrenagem 1 = litros -- espaço, deslocamento, comprimento lb =libras("' Q,4535kg) lb/cuft = libra por pé cúbico lbft = libra pé (unidade de Iorque) lbin = libra polegada ( unidade de Iorque) . limit switch = limitador de curso LL = Comprimento da canalização retilínea 1/min = litros por minuto 1/ rev = litros por revolução Ls = comprimento equivalente das singularidades
M
M = Massa m
=
metro
manifold = bloco de metal com furações internas, sobre o qual são montadas válvulas Meter-in = Controle na entrada (ver cap. XI) Meter-ou!= Controle na saída (ver cap. XI) min = minuto
mi = mililitro mm = milímetro mm2 = milímetro quadrado mm 3 = milímetro cúbico mm/seg = milímetro por segundo m/min = metro por minuto m/seg = metro por segundo N N = potência n = ciclos (peças por minuto) NA= Nova Área NAc = Nova Área da Coroa em cilindros NAh = Nova Área da Haste em cilindros NAp = Nova Área do Pistão em cilindros ND = Novo diâmetro NDh = Novo diâmetro da haste em cilindros NDp = Novo diâmetro do pistão em cilindros N.E.M.A. = National Electrical Manufactures Association N.F.P.A. = National Fluid Power Association NP = Nova Pressão NP 1 = Nova Pressão de avanço em cilindros NP2 = Nova Pressão de retorno em cilindros
Siglas
o o.p.m. = oscilações por minuto "O" ring = Anel "O"
p
P = Pressão p/ = para P1 = Pressão-no avanço em cilindros - Pressão inicial P2 = Pressão no retorno em cilindros - Pressão final P.A. = Ponto de Anilina Pa bs = Pressão absoluta Panic valve = válvula de pânico (interrompe o ciclo de trabalho em qualquer ponto) Patm = Pressão atmosférica Pe = Pressão de entrada Pef = Pressão efetiva Pia = Pressão induzida no avanço em cilindros Pint = Pressão interna Pir = Pressão induzida no retomo
pol = polegada poppet = válvula do tipo esfera ou cone, geralmente acompanhada de mola para o assentamento
P8 = Pressão de saída PSI= libras por polegadas quadradas (Pounds per square inches) PSIA = libras por polegadas quadradas absoluta PSIG = libras por polegadas quadradas manométrica P,T,A e B = codificação das tomadas de .uma válvula de controle direcional de quatro vias push button = botão interruptor
Q Q = Vazão q = Vazão por revolução - Kcal/h Q6 = Abreviação utilizada na RACINE para se designar a bomba PVQ- •••-06•• QB ou Qb = Vazão da bomba Qi = Vazão induzida em cilindros Qia = Vazão induzida no avanço em cilindros Qir = Vazão induzida no retorno em cilindros
R
R = número de Reynolds RA = Abreviação utilizada na RACINE para se designar a bomba PFR ou o comando múltiplo de 1/2 polegada rad = radiano
rad/seg = radianos por segundo reseating pressure = pressão de reassentamento rot = rotação rotary spool = carretel rotativo rpm = rotação por minuto
319
r;
320
Manual de hidráulica bálfica J, :
s S = Espessura da parede do cilindro - Abreviação utilizada na RACINE para se designar a bombaPVS s = curso do cilindro S.A.E. = Society of Automotive Engineers seg = segundo (tempo) sliding spool = carretel deslizante spool = carretel sqft = pés quadrados ( square feet) sqin = polegadas quadradas (square inches) S.S.U. = Segundos Saybolt Universal (unidade de viscosidade) st = stockes (unidade de viscosidade) stand by = reserva supercharging = supercarga SV = Abreviação utilizada na RACINE para se designar as bombas da série PSV
...
T T = torque - abreviação utilizada na RACINE para se designar a bomba PVT t = tempo - temperatura t 1 = tempo de avanço em cilindros - temperatura inicial t 2 = tempo de retomo em cilindros - temperatura final
u U.L. = Underwrites Laboratories
J '
V V= Volume - Volts v = velocidade V1 = Volume do lado liso do pistão em cilindros - volume inicial V2 = Volume do lado da haste do pistão em cilindros - volume final v 1 = velocidade de avanço em cilindros v2 = velocidade de retorno em cilindros va = velocidade de avanço em cilindros valv. = Válvula(abrev.) Viton - A = Tipo de vedação de material especial vm = velocidade do motor Vpr = velocidade do fluido recomendada na pressão VR = deslocamento por revolução vret = velocidade do fluido recomendada no retomo vsuc = velocidade do fluido recomendada na sucçãO Vt = Volume total do cilindro (V1 + V2 ) 1
w W= Watts
i
- ---
321
Siglas J
X
X= Fator que leva em consideração a flexibilidade do tubo e a temperatura do fluido no cálculo da perda de carga
y
y
=
cota ou comprimento
z z = cota ou comprimento
ALFANUMÉRICOS
e,
= Ângulo de corte de guilhotina - coeficiente de expansão linear do material da tubulação
~
= Coeficiente de expansão cúbica do fluido hidráulico
'(
= Peso específico do fluido
ºC
= Graus centígrados
~p
= Perda de carga distribuída
~Pt ~t
= Perda de carga total
n
Lxi
= Diferencial de temperatura = Somatório de xi com i indo de 1 até n
1=1
1
,1
ºE 0 0e 0i
= Graus Engler = Diâmetro = Diâmetro extemo
= Diâmetro interno 0 máx = Diâmetro máximo
,0min = Diâmetro mínimo
ºF µ
'
,)
=
Graus Farenheit
= Viscosidade absoluta em poises - 0,001 mm
7r
=
p
=
Viscosidade cinémática Rendimento Rendimento hidráulico Rendimento volumétrico 3,1415926 ... (número puro) Massa específica tensão admissível
'Y 17
=
17h
=
'1v
=
=
at
=
T
= tempo de vazamento em SSU -
%
= Porcentagem
Trabalho
-------
322
Manual de hidráulica básica
r1 '
BIBLIOGRAFIA Livros
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-
- Fluid Power - Harry L. Stewart e John M. Stores -
Oleodinâmica - Editorial·Gustavo Gili S.A. - H. Speich e A. Bucciarelli Oil Hydraulic Power and its Industrial Applications - Me Graw Hill....:. Walter Ernst 1 Comandi Idraulici delle Machine utensili - Revista "lngegneria Meccanica di Milano" - R. Chiappulini L'oleoidraulica e gli Automatismi nella Applicazione alie Machine utensili - Edizione Tecniche Nuove di Milano - E.M. ChaimÕvích - La commande Hydraulique - Dunod, Paris - C. R. Hinunler - L'automazione - Vallecchi Editore, Firenze - R. Tean1 Revistas: -
C & 1, Control.e e Instrumentação =--;:ditara Max Gruenwald e Cia. Ltda. - São Paulo Hydraulics and Pneumatics - lndus ial Publishing Co. Cleveland (Ohio) Hydraulic Pneumatic Power - Trad and Technical Press Ltd. Morden Fluid Power International - Marga - Grampian Press Ltd. - Londres Hydraulique, pneumatique & Asservissements - Compaguie Française d'Editions S.A. - Paris Lubrificazione - Tecniche Nuove di Milano - Milano
Catálogos: - Ermeto - Equipamentos Industriais Ltda. - Acumuladores Bosch - Bosch do Brasil S/A - Greer O Lae;r Products Division - Greer Hydraulics, Inc. - Redco Hydraulics Acumulators - Ohio Oscilators Co. Inc. - Charlynn Hydraulic Motors - Eaton Group - Washington Scientific Industries, Inc. (WSI) - Chamberlain Industries Ltd. - Staffa Works - Tyrone Hydraulics - Mecânica Continental S/A -FiemaS/A - Falk do Brasil S/A -Manômetros Willy S/A - Fábrica de Manômetros "Record" S/A - Asto Tripoint - Automatic Switch Co. - Aparelhagens Eletromecânicas Kap Ltda. Agências ou Associações de Normas Técnicas: -
ABNT - Ass0Ci3;Ção Brasileira de Nonnas Técnicas -Av. Almirante Barroso, 54 - Rio de Janeiro -RJ NFPA - National. Fluid Power Association - P.O. Box 49, Thiensville, WI 53092 FPS - Fluid Power Society -432 East Kilbourn Ave., M;ilwaukee, WI 53202 ANSI - American National Standards lnstitute Inc. - 1430 Broadway, New York, NY 10018 CSA - Canadian Standards Association - 178 Rexdale Blud, Rexdale, Ontario, Canadá SAE - Society of Automotive Engineers - 485 Sexington Ave, New York, NY 10017 NEMA - National Electrícal Manufecturers Association - 155 E.44th St., New York, NY 10017 NMTBA - National Machine Tool Builders Associat!on - 2139 Wisconsin Ave., Washington, D.C. 20007 UL - Underwrites Laboratories - 207 East Ohio St. Chicago IL 60611 ASAE - American Society of Agricultura! Engineers"- 2950 Niles Road, St. Joseph, MI 49085
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1
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A Racine Hidráulica Ltda. tem tantas soluções quantos forem os seus problemas em hidráulica. '
Rexnord.
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Telex; 5114~7 AAHI BR
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Cep: 94900.- C~Postal: 316
CGC:- 92 796.887 /0001-94 · Jnscr: 177 /0005207
. FILIAL SÃO PAULO:(SPi •
.
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R1..1a, Cristiano Viana, 262- Fone: (011) 280-1822 it-:Telex:'11253'05 RAHI BR -
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Telex: 3115~ RAHI BFí.
FILIAL CURll"IBA (PR) Av. Rei;,úbliCa Argentina, 2162 - sobre loja Bairro Portão , Fone: (041) 242-4122: - Telex: (041) 5685 RAHI BR
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