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A FONTE DE POTÊNCIA HIDRÁULICA: BOMBAS
6.1 Introdução
Uma bomba é o coração de um sistema hidráulico. Ela converte energia mecânica em energia
hidráulica. A energia mecânica é liberada para a bomba via uma unidade motriz, tal como um
motor elétrico. Devido à ação mecânica, a bomba cria um vácuo parcial em sua entrada. Isto
permite que a pressão atmosférica force o fluido a atravessar a linha de sucção e entrar na bomba.
A bomba então empurra este fluido para dentro do circuito hidráulico.
Existem duas classificações gerais de bombas aplicadas a indústria de circuitos de potência:

Bombas de deslocamento não-positivo: este tipo é usado geralmente para aplicações onde
baixas pressões e altas vazões são requeridas. Devido ao fato delas não serem capazes de
manter o escoamento no circuito a uma pressão elevada, este tipo de bomba tem pouco uso em
sistemas de potência. Normalmente, sua capacidade máxima de pressão é limitada a 250-300
psi. Este tipo de bomba é essencialmente usado para transportar fluidos de um ponto a outro.

Bombas de deslocamento positivo: este tipo é usado universalmente em circuitos de potência.
Como o nome sugere, uma bomba de deslocamento positivo ejeta uma quantidade fixa de
fluido dentro do sistema hidráulico a cada rotação do seu eixo. Tal bomba é capaz de superar
pressões resultantes das cargas mecânicas sobre o sistema bem como a resistência do fluido
devido à fricção. Estas duas características são desejáveis em bombas empregadas em circuitos
de potência. Esta bomba tem as seguintes vantagens sobre bombas de deslocamento nãopositivo:
1.
2.
3.
4.
5.
Capacidade de operar a altas pressões (acima de 10000 psi);
Tamanho compacto;
Alta eficiência volumétrica;
Pequenas variações na eficiência para toda a faixa de pressão de operação;
Alta flexibilidade de operação, tanto em relação à pressão como a faixa de rotação.
Quanto ao rotor, existem três tipos principais de bombas de deslocamento positivo: engrenagem,
palheta e pistão. Existem muitas variações no projeto de cada um destes principais tipos de bombas.
Por exemplo, bombas de palheta e pistões podem ser de deslocamento fixo ou variável. Uma
bomba de deslocamento fixo é aquela na qual uma quantidade de fluido ejetada por rotação do eixo
não pode ser variada. Em uma bomba de deslocamento variável, o deslocamento pode variar
mudando as relações físicas dos vários elementos da bomba. Esta mudança no deslocamento da
bomba produz uma mudança na descarga de fluido mesmo que a rotação da bomba permaneça
constante.
Deve ser entendido que bombas não produzem pressão. Elas produzem apenas o escoamento de
fluidos. A resistência a este escoamento, produzida pelo circuito hidráulico, é que determina a
pressão de trabalho. Por exemplo, se uma bomba de deslocamento positivo tem sua linha de
descarga aberta para a atmosfera, existirá fluxo, mas ele não poderá ser descarregado a pressões
superiores a atmosférica, porque praticamente não existe resistência ao fluxo. Contudo, se a linha
de descarga é bloqueada, então nós temos, teoricamente, uma resistência infinita ao escoamento.
Portanto, não existe lugar para onde o fluido possa ser escoado. A pressão então aumentará até que
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algum componente do sistema se rompa, a menos que algum alívio de pressão seja utilizado. Esta é
a razão pela qual uma válvula de alívio de pressão é sempre necessária quando uma bomba de
deslocamento positivo é usada. Quando a pressão atinge um certo valor, a válvula de alívio abrirá
para permitir que o fluxo volte ao tanque. Portanto, a válvula de alívio de pressão determina o
máximo nível de pressão que o sistema experimentará sem considerar a grandeza da resistência da
carga. Uma discussão sobre componentes de controle hidráulico, tais como válvulas de alívio de
pressão, é feita no Capítulo 8.
Algumas bombas são construídas para operar com deslocamento variável, com capacidade de
compensação de pressão. Tais bombas são projetadas para produzir uma descarga menor quando a
pressão do sistema aumenta. Finalmente, em algum nível máximo pré-determinado de pressão, o
fluxo vai a zero devido ao deslocamento nulo da bomba. Isto previne qualquer aumento adicional
de pressão. Válvulas de alívio de pressão não são necessárias quando bombas de pressão
compensadas são usadas.
A potência hidráulica desenvolvida por bombas é convertida de novo em energia mecânica pelos
atuadores, os quais produzem o trabalho útil de saída. A discussão sobre atuadores será feita no
Capítulo 7.
Deve ser notado que bombas são usadas em sistemas hidráulicos para oferecer escoamento de
fluidos incompreensíveis (líquidos), como o óleo. Em um sistema pneumático aonde um fluido
compressível é usado (ar), a unidade que produz o escoamento de fluido é chamada de compressor.
Portanto, em sistemas pneumáticos, os compressores fazem funções similares aquelas realizadas
por bombas em sistemas hidráulicos. Os compressores serão discutidos no Capítulo 10.
6.2 Teoria de bombeamento
Todas as bombas operam sobre um princípio no qual um vácuo parcial é criado na entrada da
bomba devido à operação interna da mesma. Isto permite a pressão atmosférica empurrar o fluido
do tanque (reservatório) até o interior da bomba. A bomba então empurra mecanicamente o fluido
pela linha de descarga.
Este tipo de operação pode ser visualizado tomando como referência à bomba de pistão simples
da Fig. 6.1. Note que esta bomba contém duas válvulas de esfera, as quais são descritas como
segue:
A válvula 1 é conectada a linha de entrada da bomba e permite que o fluido entre na bomba
somente neste ponto.
A válvula 2 é conectada a linha de descarga da bomba e permite que o fluido deixe a bomba
somente neste ponto.
98
Fig. 6.1. Ação de bombeamento de uma bomba de pistão simples.
Quando o pistão é puxado para a esquerda, um vácuo parcial é gerado na cavidade da bomba 3,
porque a tolerância estreita entre o pistão e o cilindro (ou o uso de selos de anel para pistões)
previne a entrada de ar dentro da cavidade 4 para a cavidade 3. Este escoamento de ar, se ocorresse,
destruiria a formação do vácuo parcial. Este vácuo mantém a válvula 2 contra a sua sede e permite
a pressão atmosférica empurrar o fluido dentro da bomba via válvula 1. Esta entrada de fluido
ocorre porque a pressão do mesmo empurra a esfera da válvula para fora de seu assento.
Quando o pistão é empurrado para a direita, o movimento do fluido fecha a válvula 1 e abre a
válvula 2, na saída. A quantidade de fluido deslocada pelo pistão é ejetada forçosamente na linha
de descarga, adentrando assim o sistema hidráulico. O volume de óleo deslocado pelo pistão
durante o curso de descarga é chamado de volume de deslocamento da bomba.
A partir da operação da bomba de pistão simples, pode ser visto porque a bomba não produz
pressão. Bomba produz escoamento. A pressão desenvolvida é devido à resistência da carga, a qual
está sendo controlada pelos atuadores hidráulicos.
6.3 Classificação de bomba
Existem dois tipos de classificação de bombas aplicadas a indústria de circuitos de potência.
Elas são descritas como segue:

Hidrodinâmicas ou Bombas de deslocamento não-positivo: exemplos deste tipo são as
bombas centrífugas e bombas axiais mostradas na Fig. 6.2. Embora estas bombas ofereçam
fluxo contínuo e suave, sua descarga é reduzida quando a resistência ao escoamento aumenta.
De fato, é possível bloquear completamente a saída da bomba e interromper o fluxo, mesmo
quando a bomba está operando com a rotação de projeto.
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Fig. 6.2. Bombas de deslocamento não-positivo.
Estas bombas são tipicamente usadas em sistemas que operam a baixa pressão e alta vazão.
Visto que existe um grande espaço entre os elementos estacionários e rotativos deste tipo de
bomba, estas bombas não são auto-vedantes. Este espaço vazio não permite a selagem contra a
pressão atmosférica, e portanto o deslocamento entre a entrada e a saída não é positivo. Portanto
a descarga destas bombas não depende somente da rotação (rpm) mas também da resistência do
sistema externo. Quando a resistência do sistema externo começa a aumentar, alguma porção do
fluido volta para dentro dos espaços vazios, causando uma redução na descarga da bomba. Isto
acontece porque o fluido sempre escoa para o caminho que lhe oferece menor resistência.
Quando a resistência do sistema externo torna-se infinitamente grande (por exemplo, quando a
linha de descarga é totalmente bloqueada), a bomba não produzirá escoamento e portanto sua
eficiência volumétrica será nula. Por exemplo, esta queda dramática na eficiência volumétrica
com o aumento da resistência ao escoamento do fluido ocorre quando usamos uma bomba
centrífuga. A operação de uma bomba centrífuga é simples. O fluido entra axialmente ao rotor.
Quando o fluido gira com o rotor, a força centrífuga provoca um movimento radial do fluido.
Isto faz com que o fluido seja descarregado radialmente em relação ao rotor da bomba. Uma das
características interessantes de uma bomba centrífuga é seu comportamento quando não existe
escoamento do fluido. Neste caso, nenhum dano ocorre à bomba, e assim não há necessidade de
colocação de dispositivos de segurança para proteger o sistema. As pontas das pás simplesmente
atravessam a porção do fluido dentro da voluta da bomba sem deslocá-la, e a rotação do rotor
mantém a pressão do fluido correspondente a força centrífuga estabelecida. O fato de não existir
selagem interna positiva na bomba é a razão pela qual a bomba centrífuga não força a produção
de escoamento quando não há demanda. Quando a demanda para o fluido ocorre (quando a linha
de descarga é desbloqueada, por exemplo), a pressão libera o fluido para a fonte de demanda.
Esta é a razão pela qual as bombas centrífugas são desejadas em estações de bombeamento
empregadas para fornecer água para residências, escritórios e fábricas. Nesta situação, a
demanda por água pode ser nula durante a noite e atingir um pico durante períodos diurnos.
Embora bombas hidrodinâmicas forneçam fluxo contínuo e suave, sua descarga é reduzida
quando a resistência ao fluxo aumenta. Isto é mostrado na Fig. 6.3, aonde a pressão de descarga
100
da bomba é plotada contra a vazão. A pressão máxima é chamada de pressão de corte (shut-off
head) porque todas as válvulas do circuito externo estão fechadas (escoamento nulo). Quando a
resistência externa ao fluxo decresce, o fluxo aumenta e a pressão se reduz. Devido à descarga
variar sensivelmente com a resistência externa do circuito, bombas de deslocamento nãopositivo são raramente usadas em circuitos de potência hidráulicos.
Fig. 6.3. Curva típica de pressão versus vazão para uma bomba centrífuga, mantida constante a
rotação.

Hidrostáticas ou Bombas de deslocamento positivo: este tipo de bomba ejeta uma
quantidade fixa de fluido por rotação do seu eixo. Como resultado, a descarga da bomba,
desprezando os pequenos vazamentos internos, é constante e não depende da pressão do
sistema. Isto as faz particularmente desejáveis para serem empregadas em circuitos de potência.
Contudo, bombas de deslocamento positivo devem ser protegidas contra sobrepressões se a
resistência do sistema ao escoamento tornar-se excessivamente alta. Isto pode acontecer se uma
válvula é fechada completamente e não existe espaço físico para o fluido escoar. A razão para
isto é que uma bomba de deslocamento positivo continua a ejetar fluido (mesmo que a
resistência seja infinita), causando um crescimento extremamente rápido da pressão quando o
fluido é comprimido. Uma válvula de alívio de pressão é usada para proteger a bomba contra
sobrepressões divergindo o fluxo da bomba para o reservatório. Bombas de deslocamento
positivo podem ser classificadas pelo tipo de movimento dos elementos internos. O movimento
pode ser ou rotativo ou alternativo. Embora estas bombas tenham uma larga variedade de
projetos, existem praticamente três tipos básicos:
I. Bombas de engrenagem (deslocamento fixo devido à geometria):
a. Bomba de engrenagem externa
b. Bomba de engrenagem interna
c. Bomba de lóbulos
d. Bomba de parafusos
II. Bombas de palheta:
a. Bomba de palheta desbalanceada (fixa ou com deslocamento variável)
b. Bomba de palheta balanceada (deslocamento fixo somente)
III. Bombas de pistão (deslocamento fixo ou variável):
101
a. Projeto axial
b. Projeto radial
O projeto das bombas de palheta desbalanceadas pode ter capacidade de compensação de
pressão, a qual protege a bomba automaticamente contra pressões excessivas. Nas seções 6.4, 6.5 e
6.6 nós discutiremos os detalhes construtivos e de operação de bombas de engrenagem, de palhetas
e de pistões, respectivamente.
6.4 Bombas de engrenagem
A Fig. 6.4 ilustra a operação de uma bomba de engrenagem externa, a qual produz o escoamento
carregando o fluido entre os dentes de duas engrenagens acopladas. Uma das engrenagens é
acoplada ao eixo motriz e este a um motor elétrico (por exemplo). A segunda engrenagem se
movimenta em função da engrenagem motriz. Câmaras de óleo são formadas entre os dentes da
engrenagem e a carcaça da bomba. O lado da sucção é aonde os dentes se desacoplam, ocorrendo
uma expansão no volume e reduzindo a pressão para valores inferiores a pressão atmosférica. O
fluido é empurrado pela pressão atmosférica para o interior da bomba porque o reservatório de óleo
possui um respiro para a atmosfera. O lado da descarga de fluido é aonde os dentes se acoplam, e o
fluido é forçado a entrar na linha. Visto que a bomba tem um selo positivo interno contra
vazamentos, o óleo é positivamente ejetado na linha de descarga.
Fig. 6.4. Operação da bomba de engrenagem externa.
A seguinte análise permite avaliar a descarga teórica de uma bomba de engrenagem usando a
nomenclatura especificada:
Do = diâmetro externo da engrenagem com os dentes, m.
Di = diâmetro interno da engrenagem, m.
102
L = largura dos dentes, m.
D = volume deslocado pela bomba, m3/revolução.
N = rotação da bomba, rev/s.
 = vazão teórica da bomba, m3/s.

T
A partir da geometria da bomba de engrenagem, o volume deslocado é encontrado:
D 
 2
Do  Di2 L
4


A vazão teórica da bomba é determinada como segue:
  N

T
D
(6.1)
A eq. (6.1) mostra que a vazão da bomba varia diretamente com a rotação (ver Fig. 6.5a).
Portanto, a vazão teórica é constante em uma dada rotação, como mostrado pela linha sólida na Fig.
6.5b.
Fig. 6.5a Curva de vazão versus velocidade.
Fig. 6.5b Curva de pressão versus vazão a rotação
constante.
Existe uma pequena folga entre os dentes das engrenagens e a carcaça da bomba (menor que
0,001 pol.). Como resultado, algum óleo na porta de descarga pode vazar de volta para a zona de
 é menor que a vazão teórica, a qual é baseada no
sucção. Isto significa que a vazão real 
R
deslocamento volumétrico e na rotação da bomba. Este vazamento interno, o qual é chamado de
patinação da bomba (pump slippage), é identificado pelo termo chamado eficiência volumétrica v,
o qual é usualmente maior que 90% para bombas de deslocamento positivo, operando na pressão de
projeto:
v 


R 100


(6.2)
T
Quanto maior a pressão de descarga, mais baixa a eficiência volumétrica porque os vazamentos
internos aumentam com a pressão. Isto é mostrado pela linha pontilhada na Fig. 6.5b. Fabricantes
103
de bombas normalmente apresentam a eficiência volumétrica na pressão nominal da bomba. A
pressão nominal da bomba de deslocamento positivo é aquela pressão abaixo da qual nenhum dano
mecânico devido a sobrepressão irá ocorrer à bomba e o resultado será uma longa vida útil da
mesma. Pressões excessivas não somente conduzem a maiores vazamentos mas também podem
danificar a bomba deformando a carcaça ou sobrecarregando os rolamentos. Isto nos traz a mente
uma vez mais a necessidade de proteção contra sobrepressões. Também temos que manter em
mente que altas pressões ocorrem devido a altas resistências ao escoamento do fluxo.
Exemplo 6.1
Uma bomba de engrenagem tem 3 pol. de diâmetro externo, 2 pol. de diâmetro interno e 1 pol.
de largura. Se a vazão real da bomba em 1800 rpm e pressão nominal é 28 gpm, qual é a sua
eficiência volumétrica?
Solução: Encontrar o volume deslocado:
D 
 2
3  2 2 1  3,93 pol3/rev
4


Em seguida, vamos usar a eq. (6.1) para encontrar a vazão teórica da bomba:
   D N  3,93  1800  30,6 gpm

T
231
231
A eficiência volumétrica pode então ser determinada:
v 
28
100  91,3 %
30,6
Exemplo 6.2
Uma bomba de engrenagem tem 75 mm de diâmetro externo, 50 mm de diâmetro interno e 25
mm de largura. Se a eficiência volumétrica da bomba é 90% na pressão nominal, qual é a vazão
correspondente? A rotação da bomba é 1000 rpm.
Solução: Encontrar o volume deslocado:
D 

0,0752  0,050 2  0,025  0,0000614 m3/rev
4


Visto que 1 litro = 0,001 m3, D = 0,0614 litro.
Em seguida, vamos usar a eq. (6.1) e (6.2) para encontrar a vazão real da bomba:
3
  


R
v T  vD N  0,90  0,00006141000  0,0553 m /min
104
A Fig. 6.6 é uma fotografia mostrando características detalhadas de uma bomba de engrenagem
externa. É também mostrado o símbolo hidráulico usado para representar bombas de deslocamento
fixo em circuitos hidráulicos. Esta bomba de engrenagem externa usa engrenagens de dentes retos
(os dentes são paralelos ao eixo da engrenagem), os quais são ruidosos em velocidades
relativamente altas. Para reduzir ruídos e oferecer operações mais suaves, engrenagens helicoidais
(dentes com pequena inclinação em relação ao eixo da engrenagem) podem ser utilizados. Contudo,
estas bombas de engrenagens helicoidais são limitadas a aplicações de baixa pressão (abaixo de
200 psi) porque elas desenvolvem excessivos contatos na extremidade dos dentes. Engrenagens de
dupla hélice (espinha-de-peixe) eliminam este contato excessivo e portanto podem ser usadas em
altas pressões (acima de 750 psi). Estas engrenagens consistem basicamente de duas fileiras de
dentes helicoidais colocados em uma mesma engrenagem. As fileiras possuem ângulos invertidos e
se juntam na parte central da engrenagem, considerando a sua espessura. Isto faz com que os
esforços axiais sobre os dentes sejam anulados. Engrenagens de dupla-hélice operam de maneira
suave, como engrenagens helicoidais, e conseguem promover maiores vazões com muito menos
ação pulsante.
Fig. 6.6 Fotografia mostrando características de uma bomba de engrenagem externa.
A Fig. 6.7 ilustra a configuração e a operação de uma bomba de engrenagem interna. Este
projeto consiste de uma engrenagem interna, uma engrenagem de dentes retos, um selo de perfil
crescente (tipo meia-lua) e uma carcaça externa. Quando uma potência é aplicada a engrenagem
interna, o movimento das engrenagens arrasta o fluido a partir do reservatório e o força a entrar ao
105
redor de ambos os lados do selo crescente, o qual atua selando as regiões de sucção e de descarga.
Quando os dentes entram em contato no lado oposto ao selo, o fluido é forçado a entrar na porta de
descarga da bomba.
Fig. 6.7 Operação de uma bomba de engrenagem interna.
A Fig. 6.8 mostra uma vista em corte de uma bomba de engrenagem interna que contém um
dispositivo próprio de segurança (válvula de alívio).
Fig. 6.8 Vista em corte de uma bomba de engrenagem interna com válvula de alívio incorporada.
A bomba de lóbulos também pertence à classificação geral de bombas de deslocamento positivo,
e é ilustrada na Fig. 6.9. Esta bomba opera de um modo similar a bomba de engrenagem externa
mas, diferente desta última, ambos os lóbulos são dirigidos externamente tal que eles não tem
contato físico um com o outro. Portanto, estas bombas são mais silenciosas que as bombas de
106
engrenagens. Devido ao menor número de elementos interligados, a saída da bomba de lóbulos terá
uma maior pulsação, embora seu deslocamento volumétrico seja geralmente maior do que o
conseguido por bombas de engrenagem.
Fig. 6.9 Operação de uma bomba de lóbulo.
A bomba Gerotor, mostrada na Fig. 6.10, opera de modo muito parecido com a bomba de
engrenagem interna. O rotor de engrenagem interno (elemento Gerotor) é acionado por uma fonte
de potência e faz girar a engrenagem externa. Isto produz câmaras de entrada e de descarga na
bomba, entre os dentes do rotor. As pontas das engrenagens interna e externa fazem contato para
selar as câmaras da bomba. A engrenagem interna tem um dente a menos que a engrenagem
externa, e o deslocamento volumétrico é determinado pelo espaço formado pelo dente extra na
engrenagem externa.
107
Fig. 6.10 Operação de uma bomba Gerotor.
A Fig. 6.11 é uma fotografia de uma bomba Gerotor real. Como pode ser visto, este tipo de
bomba é simples, visto que existem somente duas partes móveis.
Fig. 6.11 Bomba Gerotor.
A bomba de parafuso (Fig. 6.12) é uma unidade de deslocamento positivo de fluxo axial. Três
parafusos construídos com tolerâncias rigorosas entram em contato dentro de uma carcaça,
fornecendo fluxos não-pulsáteis de modo silencioso e eficiente. Os dois rotores opostos
simetricamente e não-motrizes atuam como selos rotativos, confinando o fluido em uma sucessão
108
de aberturas ou fechamentos. Os rotores não-motrizes estão em contato com o rotor motriz central e
são livres para girar em suas sedes sobre um filme fluidodinâmico de óleo. Não existem cargas
radiais. As forças hidráulicas axiais sobre o conjunto de rotores são balanceadas, eliminando
qualquer necessidade de mancais de encosto.
Fig. 6.12 Nomenclatura de uma bomba de parafuso.
Na Fig. 6.13, nós vemos uma vista em corte de uma bomba de parafuso real. Ela suporta uma
pressão nominal de 500 psi e pode fornecer uma vazão de até 123 gpm. Projetos para altas pressões
são disponíveis, para operação em torno de 3500 psi e vazão de 88 gpm.
109
Fig. 6.13 Bomba de parafuso.
6.5 Bombas de palhetas
A Fig. 6.14 ilustra a operação de uma bomba de palheta. O rotor, que contém fendas radiais, é
“chavetado” em um eixo motriz e gira dentro de um anel excêntrico. Cada fenda contém uma
palheta projetada para acoplar-se com a superfície do anel excêntrico quando o rotor gira. A força
centrífuga mantém as palhetas contra a superfície do anel excêntrico. Durante meia revolução do
rotor, o volume aumenta entre o mesmo e o anel excêntrico. A expansão de volume resultante causa
uma redução de pressão, succionando o fluido. Quando o rotor gira para completar a segunda
metade de uma revolução, a superfície do anel excêntrico empurra as palhetas de volta para as suas
fendas, reduzindo o volume entre uma palheta e outra. O fluido confinado entre as palhetas é
ejetado então pela porta de descarga da bomba.
110
Fig. 6.14 Operação de uma bomba de palheta.
Uma observação cuidadosa de Fig. 6.14 revelará que existe uma excentricidade entre a linha de
centro do rotor e a linha de centro da carcaça da bomba. Se esta excentricidade é zero, então não
haverá fluxo. A seguinte análise e nomenclatura são aplicáveis as bombas de palhetas:
DC = diâmetro do anel excêntrico, m.
DR = diâmetro do rotor, m.
L = largura do rotor, m.
N = rotação da bomba, rev/s.
D = volume deslocado pela bomba, m3/rev.
Dmax = máximo volume deslocado pela bomba, m3/rev.
e = excentricidade, m.
emax = excentricidade máxima possível, m.
Da geometria da bomba, nós podemos encontrar a excentricidade máxima possível:
emax 
DC  DR
2
Este valor máximo de excentricidade produz um deslocamento volumétrico máximo por revolução:
 Dmax 
 2
Dc  DR2 L
4


Rearranjando, nós temos:
 Dmax 

 DC  DR  DC  DR  L
4
111
Substituindo a expressão por emax tem-se:
 Dmax 

 DC  DR  2emax  L
4
O deslocamento volumétrico real ocorre quando emax = e:
D 

 DC  DR eL
4
(6.3)
Algumas bombas de palhetas podem variar mecanicamente sua excentricidade. Tal projeto é
chamado de bomba de deslocamento variável e está ilustrado na Fig. 6.15. Um controlador manual
ou um compensador de pressão pode ser usado para mover o anel excêntrico e alterar a
excentricidade. A direção do escoamento através da bomba pode ser revertida pelo movimento do
anel excêntrico para um dos lados em relação ao centro.
112
Figs. 6.15 Bomba de palhetas com deslocamento variável e com compensação de pressão.
O projeto que nós vemos nas Figs. 6.15 é uma bomba com pressão compensada, na qual a
pressão do sistema atua diretamente sobre um anel excêntrico via um pistão hidráulico colocado no
lado direito (não mostrado). Isto força o anel excêntrico contra o pistão compensador de mola,
situado no lado esquerdo do anel excêntrico. Se a pressão de descarga é alta o suficiente, ela
superará a força da mola compensadora e empurrará o anel excêntrico para a esquerda. Isto reduz a
excentricidade, a qual é máxima quando a pressão de descarga é nula. Quando a pressão continua a
aumentar, a excentricidade nula é obtida, e a descarga da bomba vai a zero. Tal bomba tem
basicamente seu próprio sistema de proteção contra sobrecargas, como mostrado na Fig. 6.16.
Quando a pressão atinge um valor chamado pressão de corte ou Pcutoff, a força da mola
compensadora torna-se igual à força do pistão hidráulico. Na medida que a pressão continua a
aumentar, a mola do compensador é comprimida até que a excentricidade zero seja alcançada. A
máxima pressão encontrada é denominada Pmax, ponto no qual a bomba é protegida e a descarga é
cortada momentaneamente. Como resultado não há desperdício de potência e o aquecimento do
fluido é reduzido.
113
Fig. 6.16 Pressão versus vazão para bomba de palheta com pressão compensada.
A Fig. 6.17 mostra a configuração interna de uma bomba de palhetas com pressão compensada.
Este projeto contém um anel excêntrico que gira suavemente durante a operação, uniformizando
assim o desgaste na circunferência interna do anel.
Fig. 6.17 Fotografia de uma vista em corte de uma bomba de palhetas com compensação de
pressão.
Note nas Figs. 6.14 e 6.15 que uma carga lateral atua sobre os rolamentos da bomba devido ao
desbalanceamento de pressão. Esta mesma carga lateral indesejada também existe para as bombas
de engrenagem da Fig. 6.4. Tais bombas são chamadas hidraulicamente desbalanceadas.
114
Uma bomba de palheta balanceada tem duas portas de entrada e duas de saída, diametralmente
opostas. Portanto, as portas de pressão são opostas umas as outras, e um balanço completo de
pressão pode ser obtido. Uma desvantagem de uma bomba de palhetas balanceada é que ela não
pode ser projetada com deslocamento variável. Ao invés de ter um anel excêntrico circular, o
projeto da bomba de palhetas balanceada tem um anel elíptico, o qual forma duas câmaras
separadas de bombeamento sobre lados opostos do rotor. Isto elimina as cargas laterais sobre os
rolamentos e permite uma operação a pressões mais elevadas. A Fig. 6.18 mostra o princípio de
operação de uma bomba de palhetas balanceada.
Fig. 6.18 Princípio de operação de uma bomba de palhetas balanceada.
A Fig. 6.19 é uma vista em corte de uma bomba de palhetas balanceada contendo 12 palhetas e
uma placa fixada por mola na extremidade. A porta de entrada está no corpo e a de saída está na
cobertura, a qual pode ser montada em quaisquer das quatro posições, de acordo com o que for
mais conveniente para o acoplamento da bomba a tubulação.
115
Fig. 6.19 Vista em corte de uma bomba de palhetas balanceada.
Exemplo 6.3
Uma bomba de palhetas tem um deslocamento volumétrico de 5 pol3/rev. Seu rotor tem um
diâmetro de 2 pol., um anel excêntrico de diâmetro 3 pol. e uma largura de palheta igual a 2 pol.
Qual deve ser a excentricidade da bomba?
Solução: Aplicando a eq. (6.3):
e
2 D
25

 0,318 pol3
 DC  DR  L  2  3 2
116
Exemplo 6.4
Uma bomba de palhetas tem um rotor com diâmetro de 50 mm, um anel excêntrico de diâmetro
75 mm e uma largura de palheta igual a 50 mm. Se a excentricidade da bomba é 8 mm,
determine o deslocamento volumétrico da bomba.
Solução: Aplicando a eq. (6.3):
D 

 0,050  0,075 0,008 0,050  0,0000785 pol3/rev.,
2
visto que 1 litro = 0,001 m3, D = 0,0785 litro.
6.6 Bomba de pistões
Uma bomba de pistão trabalha sobre o princípio no qual um pistão com movimento alternativo
pode empurrar e succionar uma porção de fluido dependendo da etapa de seu movimento. A
questão básica é como fazer um conjunto de pistões realizar este trabalho. Existem dois tipos
básicos de bombas de pistões. Um deles é o de projeto axial, com pistões que se movimentam
paralelamente ao eixo motriz da bomba. Bombas de pistões axiais pode ter duas configurações:
eixo curvado ou placa oscilante. O segundo tipo de bomba de pistão é o de projeto radial, o qual
tem pistões posicionados radialmente em relação ao eixo motriz da bomba.
A Fig. 6.20 mostra uma bomba de pistões axiais com eixo curvo que contém um bloco cilíndrico
girando com o eixo motriz. A linha de centro do bloco cilíndrico está posicionada em um
determinado ângulo em relação à linha de centro do eixo motriz. O bloco cilíndrico contém um
conjunto de pistões, arranjados em formato circular. As hastes dos pistões são conectadas a uma
flange do eixo motriz por juntas de esferas e soquetes. Os pistões são forçados a realizar
movimentos alternativos quando o eixo motriz gira, visto que as distâncias entre a flange e o bloco
cilíndrico varia. Uma junta universal conecta o bloco cilíndrico ao eixo motriz.
117
Fig. 6.20 Bomba de pistões axiais com eixo curvo.
O deslocamento volumétrico da bomba varia com o ângulo de inclinação  como mostrado na
Fig. 6.21. Nenhum fluxo é produzido quando a linha de centro do bloco cilíndrico está paralela a
linha de centro do eixo motriz. O ângulo  pode variar de 0o a um máximo de aproximadamente
30o. Unidades com deslocamento fixo geralmente são fabricadas com ângulos de 23o ou 30o.
118
Fig. 6.21 Variação do deslocamento volumétrico com o ângulo de inclinação.
Unidades com deslocamento variável são disponíveis com uma junta e um controle externo para
variar o ângulo de inclinação. Tal projeto, que usa um bloco cilíndrico móvel, é mostrado na Fig.
6.22. Alguns projetos tem controles que movem a junta sobre uma posição central para reverter à
direção do fluxo através da bomba.
119
Fig. 6.22 Bomba de pistões de deslocamento variável com cilindro móvel.
A Fig. 6.23 é uma vista em corte de uma bomba de pistões de deslocamento variável na qual
uma válvula manual externa pode ser girada para estabelecer um ângulo de inclinação desejado. O
símbolo hidráulico desta bomba é usado ao lado para representá-la em circuitos de potência.
As seguintes nomenclatura e análises são aplicáveis a uma bomba de pistões axial:
 = ângulo de inclinação, o
S = curso do pistão, m
D = diâmetro do círculo formado pelos pistões, m
Y = número de pistões
A = área da seção transversal do pistão, m2
Da trigonometria, nós temos:
tan  
S
D
Ou, alternativamente:
S  D tan
120
O deslocamento volumétrico total é igual ao número de pistões multiplicado pelo deslocamento
volumétrico de cada pistão:
 D  YAS
Substituindo, nós temos:
 D  YAD tan 
(6.4)
Da eq. (6.1), nós obteremos:
  YADN tan 

(6.5)
Fig. 6.23 Bomba de pistões de deslocamento variável com controle manual.
Exemplo 6.5
Encontre o ângulo de inclinação de uma bomba de pistão axial que fornece 16 gpm a 3000 rpm.
A bomba tem pistões com ½ pol. de diâmetro arranjados em um círculo de 5 pol. de diâmetro.
Solução: Aplicando a eq. (6.5):
121
tan  

231

YADN
231  16
 0,14 .:  = 14o



5   0,52  3000  9
4

Exemplo 6.6
Encontre a vazão em litros/s que uma bomba de pistões axial fornece a 1000 rpm. A bomba tem
nove pistões de 15 mm de diâmetro cada arranjados segundo um círculo de 125 mm de
diâmetro. O ângulo de inclinação é 10o.
Solução: Aplicando a eq. (6.5):
  DANY  0,125   0,0152  1000 9 tan 10 o  0,0351 m3/min

4

Para converter a vazão para l/s, a seguinte conversão deve ser feita:
3
 l  
  m   1min    1l   0,0351  1  1  0,584 l/s


 
3
 s 
 
60 0,001
 min   60s   0,001m 
A Fig. 6.24 apresenta uma fotografia e um esquema ilustrativo da bomba de pistões axial com
placa oscilante. Neste tipo, o bloco cilíndrico e o eixo motriz estão localizados na mesma linha de
centro. Os pistões são conectados a uma sapata, a qual sustenta a placa oscilante em um
determinado ângulo. Quando o cilindro gira (ver Fig. 6.25), os pistões movimentam-se
alternativamente, porque as suas sapatas seguem a superfície em ângulo da placa oscilante.
122
Fig. 6.24 Bomba de pistões projetada com pistões em linha.
Fig. 6.25 A placa oscilante força os pistões a realizarem movimentos alternativos.
As portas de entrada e saída são localizadas na placa de válvula tal que os pistões passam pela
entrada quando estão sendo puxados e passam pela saída quando estão sendo empurrados de volta.
Este tipo de bomba pode também ser projetada para ter deslocamento variável. Neste projeto, a
123
placa oscilante é montada em uma junta móvel, como descrito na Fig. 6.26. O ângulo da placa
oscilante pode ser mudado pivoteando a junta sobre pinos (ver Fig. 6.27). O posicionamento da
junta pode ser feito manualmente, por servo-controle, ou por um controle compensador, como
mostrado na Fig. 6.26. O ângulo máximo da placa oscilante é limitado a 17,5o devido a aspectos
construtivos.
Fig. 6.26 Bomba de pistões em linha com deslocamento variável.
A operação e a construção de bombas com pistões radiais é ilustrada na Fig. 6.28. Este projeto
consiste de um pino para dirigir o fluido para dentro e para fora dos cilindros, um barril cilíndrico
com pistões, e um rotor contendo um anel de reação. Os pistões permanecem em contato constante
com o anel de reação devido à força centrífuga e a pressão de retorno sobre os pistões. Na ação de
bombeamento, o anel de reação é deslocado excentricamente com relação ao pino ou eixo motriz.
Quando o barril cilíndrico gira, os pistões de um lado deslocam-se para fora. Quando um pistão
passa pelo ponto de excentricidade máxima, ele é forçado para dentro pelo anel de reação para
variar o curso do pistão.
124
Fig. 6.27 Variação dos deslocamentos em bombas de pistões em linha.
Fig. 6.28 Operação de uma bomba de pistões radiais.
A Fig. 6.29 apresenta uma fotografia de uma vista em corte de uma bomba de pistões radiais
com deslocamento variável, e descarga com pressão compensada. Esta bomba é disponível em três
tamanhos (2,40; 3,00 e 4,00 pol3 de deslocamentos volumétricos) e pesos de aproximadamente 60
lbf.
125
Fig. 6.29 Vista em corte de uma bomba de pistão radial.
6.7 Desempenho de uma bomba
O desempenho de uma bomba é uma função primária da precisão de sua fabricação. Os
componentes devem ser feitos obedecendo a rigorosas tolerâncias, as quais devem ser mantidas
enquanto a bomba estiver operando sob condições de projeto. A manutenção das tolerâncias é
conseguida pelos projetos que tem integridade mecânica e pressões balanceadas.
Teoricamente, a bomba ideal seria aquela que não possui folgas ou espaços vazios entre as suas
partes acopladas. Embora isto não seja factível, as folgas de trabalho devem ser tão pequenas
quanto possível e manter ainda um filme de óleo adequado para lubrificação das partes
friccionadas.
Os fabricantes realizam testes experimentais para determinar os dados de desempenho de acordo
com os parâmetros operacionais das bombas. A eficiência global de uma bomba pode ser
computada comparando a potência disponível na saída da bomba com a potência suprida em sua
entrada. A eficiência volumétrica pode ser dividida em dois componentes distintos chamados
eficiências volumétricas e mecânicas.
126
1. Eficiência volumétrica (v): a eficiência volumétrica indica a quantidade de vazamento que
acontece dentro da bomba. Isto envolve considerações tais como tolerâncias de fabricação e
deformação da carcaça da bomba sob pressão de projeto:
v 
vazao real produzida pela bomba
 100 
vazao teorica que a bomba deveria produzir


R
 100


(6.6)
T
As eficiências volumétricas variam geralmente de 80 a 90% para bombas de engrenagens, de 82
a 92% para bombas de palhetas e de 90 a 98% para bombas de pistões.
2. Eficiência mecânica (m): a eficiência mecânica indica a quantidade de energia perdida que
ocorre devido a razões outras que não vazamentos. Isto inclui fricção em rolamentos e outras
partes acopladas. Também inclui a energia perdida devido à turbulência do fluido. Eficiências
mecânicas normalmente variam de 90 a 95%:
m 
potencia teorica requerida para operar a bomba
 100
potencia real liberada pela bomba
m 
potencia de saida da bomba admitindo nenhum vazamento
 100
potencia de entrada liberada para a bomba
ou
Usando unidades inglesas, e hp para potência, tem-se:

P
T
1714
m 
 100
 TN 


 63000
(6.7a)
Em unidades métricas, usando watts como unidade de potência,
m 

P
T
 100
TN
Os parâmetros das eqs. (6.7a) e (6.7b) são definidos em conjunto com a Fig. 6.30:
P = pressão de descarga da bomba medida, [psi ou Pa]
 T = vazão da bomba teórica calculada [gpm ou m3/s]
T = torque de entrada medido no eixo da bomba [lbf.pol ou
N.m]
N = rotação da bomba [rpm ou rad/s]
A eficiência mecânica também pode ser calculada em termos do torque T:
(6.7b)
127
m 
T
torque teorico requerido para operar a bomba
 100  T  100
torque real liberado para a bomba
TR
(6.8)
Fig. 6.30 Parâmetros envolvendo determinação da eficiência mecânica da bomba.
As eqs. para avaliarmos os torques real e teórico são:
TT 
D P
2
(6.9)
e
TR 
potencia real fornecida pela bomba
N
(6.10)
onde
 rad  2
N

N  rpm
 s  60
3. Eficiência global (o): a eficiência global considera toda a energia perdida e é matematicamente
definida como segue (substituindo as expressões em unidades inglesas):
o 
 100 P
 1714
v m 
T
 R
 100

100
 T 100 TN 63000
128
Cancelando os termos, vem:
o 
 1714
P
potencia de saida da bomba
R
 100 
 100
TN 63000
potencia de entrada da bomba
(6.11a)
Usando unidades métricas, tem-se:
o 

P
potencia de saida da bomba
R
 100 
 100
TN
potencia de entrada da bomba
(6.11b)
Em unidades métricas, usando watts como unidade de potência,
m 

P
T
 100
TN
(6.7b)
129
Exemplo 6.7
Uma bomba tem um deslocamento volumétrico de 5 pol3. Ela libera 20 gpm a 1000 rpm e 1000
psi. Se o torque fornecido na entrada da bomba é 900 lbf.pol,
a. Qual é a eficiência global da bomba?
b. Qual é o torque teórico requerido para operar a bomba?
Solução:
a. Aplicar a eq. (6.1) para encontrar a vazão teórica:
   D N  5  1000  21,6 gpm

T
231
231
Agora vamos calcular a eficiência volumétrica:
v 


20
R
 100 
 100  92 ,6 %

21,6
T
Resolvendo agora para eficiência mecânica, vem:

P
T
 m  1714  100 
 TN 


 63000
1000  21,6
1714
 100  88,1 %
900
 1000



 63000 
Finalmente, aplicando a expressão para cálculo da eficiência global:
o 
b.
 v  m 92,6  88,1

 81,6 %
100
100
TT  TR  m  100  900  0,881  793 lbf.pol
Portanto, devido às perdas mecânicas dentro da bomba, 900 lbf.pol são necessários para
movimentar a bomba nas condições de projeto e não apenas 793 lbf.pol.
Os fabricantes de bombas especificam as suas características de desempenho em forma gráfica.
Inicialmente, são obtidos dados experimentais tabulados e então estes dados são colocados em
forma gráfica para uma melhor interpretação visual. A Fig. 6.31 apresenta curvas típicas de
desempenho para uma bomba de deslocamento variável operando na posição de máximo
deslocamento volumétrico, igual a 6 pol3. As curvas superiores fornecem as eficiências global e
volumétrica como uma função da rotação da bomba (rpm) para níveis de pressão de 3000 e 5000
psi. O gráfico inferior fornece curvas da potência de entrada na bomba (hp) e da vazão de saída da
bomba (gpm) como uma função da rotação da bomba para os mesmos dois níveis de pressão.
As curvas de desempenho para uma bomba de pistão radial da Fig. 6.29 são apresentadas na Fig.
6.32. Lembrar que esta bomba é fornecida em três tamanhos diferentes:
PR24: 2,40 pol.3 de deslocamento volumétrico
130
PR30: 3,00 pol.3 de deslocamento volumétrico
PR40: 4,00 pol.3 de deslocamento volumétrico
Portanto, existem três curvas sobre dois dos gráficos. Observe a relação linear entre a vazão
(gpm) e a rotação da bomba (rpm). Também note que a vazão destas bombas é aproximadamente
constante ao longo de uma extensa faixa de pressão.
131
Fig. 6.31 Curvas de desempenho de uma bomba de pistões de deslocamento variável com
6 pol.3.
132
Fig. 6.32 Curvas de desempenho de bombas de pistões radiais.
A vazão é infinitamente variável entre o ponto de vazão constante à direita da reta e a vazão
nula. As curvas de eficiências volumétrica e global são baseadas sobre uma pressão na descarga da
bomba de 2000 psi.
A Fig. 6.33 contém uma carta mostrando uma comparação dos vários fatores de desempenho
para bombas hidráulicas. Em geral, as bombas de engrenagem são as mais baratas mas também as
que oferecem um pior desempenho. Em adição, a eficiência de bombas de engrenagens é reduzida
rapidamente por desgaste, o qual contribui para altos custos de manutenção. A eficiência
volumétrica é grandemente afetada pelas seguintes perdas por vazamento, as quais podem aumentar
rapidamente devido ao desgaste:
1. Vazamento ao redor da periferia externa das engrenagens;
2. Vazamentos através das faces das engrenagens;
3. Vazamentos nos pontos aonde os dentes das engrenagens fazem contato.
Fig. 6.33 Comparação dos vários fatores de desempenho para bombas.
Tipo de bomba Classe de
Classe de
Eficiência
Razão hp Capacidade
Custo
pressão
rotação
global
por lbf
de vazão (dólares por hp)
(psi)
(rpm)
(%)
(gpm)
engrenagens
2000-3000 1200-2500
80-90
2
1-150
4-8
133
externas
engrenagens
500-2000
internas
palhetas
1000-2000
pistões axiais 2000-12000
pistões radiais 3000-12000
1200-2500
70-85
2
1-200
4-8
1200-1800
1200-3000
1200-1800
80-95
90-98
85-95
2
4
3
1-80
1-200
1-200
6-30
6-50
5-35
Bombas de engrenagens são simples no projeto e compactas no tamanho. Desta forma, elas são
o tipo mais comum usado em circuitos de potência. O maior número de aplicações de bombas de
engrenagens está em equipamentos móveis e em máquinas ferramenta.
A eficiência e o custo de bombas de palhetas se situam entre as de engrenagens e as bombas de
pistões. As bombas de palhetas tem boa eficiência e duração por um período razoavelmente longo
de tempo. Contudo, o desempenho satisfatório e contínuo para este tipo de bomba depende do grau
de contaminação do óleo e de boa lubrificação. Excessivas rotações podem causar problemas
operacionais. As perdas por vazamentos em bombas de palhetas ocorrem através das faces do rotor
e entre as placas de desgaste de bronze e o anel de pressão.
As bombas de pistões são as mais caras e oferecem o mais alto nível de eficiência global. Elas
podem ser operadas em altas velocidades (até 5000 rpm), oferecendo uma alta relação
potência/peso. Elas essencialmente produzem um fluxo não pulsante e podem operar em altos
níveis de pressão. Devido às rigorosas tolerâncias de fabricação dos pistões e carcaça, estas bombas
tem as mais altas eficiências. Visto que nenhuma carga lateral ocorre nos pistões, a expectativa de
vida útil das bombas é de vários anos. Contudo, devido ao seu projeto complexo, as bombas de
pistões não podem, em princípio, ser reparadas em campo.
6.8 Ruído em bombas
Ruído é um som que as pessoas consideram indesejável. Por exemplo, exposições prolongadas a
ruídos elevados podem resultar em perda auditiva. Adicionalmente, os ruídos podem abafar sons
que as pessoas querem ouvir, tais como as vozes provenientes de diálogos entre operadores e sinais
sonoros de aviso emanados de algum equipamento de segurança.
Os sons que as pessoas ouvem são provenientes das ondas de pressão que atravessam o ar. As
ondas de pressão, as quais possuem amplitude e freqüência, são geradas por um objeto vibrante tal
como uma bomba, um motor hidráulico, ou uma tubulação. O ouvido humano recebe as ondas
sonoras e as converte em sinais elétricos que são transmitidos ao cérebro. O cérebro traduz estes
sinais elétricos na sensação de som.
O comprimento de uma onda sonora, o qual depende da amplitude da pressão, é descrito pela
intensidade. A intensidade é definida como a taxa na qual a energia sonora é transmitida através de
uma área unitária. Note que esta é a definição de potência por unidade de área. Como tal, a
intensidade é tipicamente representada em unidades de W/m2. Contudo, geralmente é prático
expressar esta taxa de transferência de energia em uma unidade chamada decibéis (dB). Os decibéis
dão as grandezas relativas de duas intensidades, sendo uma a intensidade sonora mais fraca que o
ser humano pode captar. Um bel (1 bel = 10 dB) representa uma grande variação na intensidade
sonora. Portanto tem se tornado uma prática padrão expressar a intensidade do som em unidades de
dB.
Note que a intensidade sonora e a intensidade acústica subjetiva (loudness) não são a mesma
coisa, visto que a intensidade acústica depende da audição de cada pessoa individualmente. A
intensidade acústica de um som pode diferir para duas pessoas sentadas próximas uma a outra e
134
ouvindo a mesma fonte sonora. A intensidade de um som, que representa a quantidade de energia
pertencente ao som, pode ser medida e portanto não depende da pessoa que o está ouvindo.
Um dB é aproximadamente igual a menor mudança na intensidade que pode ser detectada pela
maioria das pessoas. A intensidade sonora mais fraca que o ouvido humano pode captar é
considerada igual a 0 dB. Em contraste, intensidades sonoras de 120 dB ou maiores produzem dor e
podem causar perdas auditivas permanentes.
A Fig. 6.34 fornece exemplos de alguns sons comuns e os correspondentes níveis de intensidade
em dB.
Fig. 6.34 Níveis de sons comuns (dB).
140
jato de turbina
130
prensa hidráulica
limiar da dor
120
rebitador
estrondoso
110
banda de rock
100
tráfego urbano
muito alto
90
bombas de engrenagens
80
bombas de palhetas
alto
70
bombas de pistões
60
bombas de parafusos
moderado
50
escritório coletivo
40
escritório privado
fraco
30
conversação normal
20
sussurro de folhas
muito fraco
10
murmúrios
0
limiar da audição humana
Como mostrado na Fig. 6.34, um nível sonoro de 90 dB é considerado muito alto e é
representado como um nível de som de bombas de engrenagens. A Occupational Safety and Health
Agency (OSHA) - Agência de Saúde e Segurança Ocupacional americana, estipula que 90 dB(A) é
o máximo nível sonoro que uma pessoa pode ser exposta durante um período de 8 horas em um
local de trabalho. A letra A seguindo o símbolo dB significa que o equipamento de medida do nível
sonoro utiliza um sistema de filtros que simula mais proximamente a sensibilidade do ouvido
humano.
O nível sonoro em dB é obtido tomando o logaritmo em base 10 da razão entre a intensidade
sonora e a intensidade sonora mínima audível. O logaritmo é usado porque mesmo a intensidade do
mais moderado som (50 dB, por exemplo) é na verdade 105 vezes a menor intensidade que pode ser
detectada pelo ouvido humano (0 dB). Usando uma escala logarítmica, este enorme fator pode ser
reduzido a um número mais adequado, como mostra a equação seguinte:
I  B  log
I
I  limiar auditivo 
aonde I = a intensidade do som considerado, em W/m2;
I[limiar auditivo] = a intensidade sonora no limite da audição humana, em W/m2;
I [B] = a intensidade sonora considerada em bels.
Portanto, para uma intensidade sonora moderada, tem-se:
(6.12)
135
I  som moderado   log10 5  5 B
Isto significa que se bels são usados, a intensidade varia de 0 a somente 12 para a faixa completa
de sons, até o limite da dor. Esta é uma faixa bem restrita. Para aumentar esta faixa por uma fator
de 10, o decibel é usado ao invés do bel, através da seguinte equação:
I  dB  10 log
I
(6.13)
I  limiar auditivo 
Logo, para um som moderado, o nível em decibéis é:
I  som moderado   10 log 1  0 dB
Estes valores estão de acordo com aqueles dados na Fig. 6.34. A eq. (6.13) pode ser rescrita para
determinar a quantidade que a intensidade do som aumenta em unidades de dB se sua intensidade
em W/m2 aumenta em um dado fator. A equação aplicável é:
dBaumento  10 log
I final
(6.14)
I inicial
Para o exemplo, se a intensidade (em W/m2) de um som dobra, um aumento em dB torna-se:
dBaumento  10 log 2  301
, dB
(6.15)
Este resultado significa que se a intensidade sonora aumenta de somente 3,01 dB, a intensidade
dobra em unidades de W/m2. Portanto a mudança na intensidade de um som de somente uns poucos
dB é significante.
O controle do nível de ruído é criticamente importante em termos da prevenção de acidentes
devido ao abafamento de sons de alarme bem como na proteção do ouvido humano contra perdas
auditivas permanentes. O abafamento sonoro descreve a capacidade de um som de tornar o ouvido
humano incapaz de perceber um segundo som, tal como o som proveniente de um alarme de
segurança. Em geral, a redução de ruído deve ser promovida como segue:
1. Mudando a fonte de ruído, tal como uma bomba. Os problemas aqui incluem mau alinhamento
entre a bomba e o motor, placas do acoplamento entre bomba/motor instaladas incorretamente,
cavitação na bomba, e excesso de pressão ou rotação na bomba.
2. Modificando os componentes conectados a fonte primária de ruído. Um exemplo é o
grampeamento de tubulações hidráulicas em suportes com localização específica.
3. Usando materiais abafadores de som em janelas e repartições. Esta prática reduzirá a reflexão de
ondas sonoras para outras áreas do prédio aonde o ruído pode ser um problema.
O ruído é um parâmetro significante usado para determinar o desempenho de uma bomba.
Qualquer aumento no nível de ruído indica normalmente um aumento de desgaste e uma falha
iminente da bomba. As bombas são boas geradoras mas pobres radiadores de ruídos. Como tal, as
bombas são os equipamentos que mais contribuem para formação de ruídos em um circuito de
potência. Contudo, o ruído que nós ouvimos não é o som vindo diretamente da bomba. Ele inclui a
136
vibração e a pulsação do fluido produzidos pela bomba. As bombas geralmente são compactas e,
por causa deste relativo pequeno tamanho, elas são pobres radiadores de ruídos, especialmente nas
freqüências mais baixas. Os reservatórios, motores elétricos e tubulações são maiores e portanto
são melhores radiadores. Assim, vibrações ou pulsações induzidas nas bombas podem causar a elas
um ruído audível radiado maior que aquele proveniente da própria bomba. Em geral, bombas de
deslocamento fixo são menos ruidosas que unidades de deslocamento variável porque elas possuem
uma construção mais rígida.
Como ilustrado na Fig. 6.35, a rotação da bomba tem um forte efeito sobre o ruído, enquanto a
pressão e o tamanho da bomba tem influências iguais mas menores que a rotação. Visto que estes
três fatores determinam a potência da bomba, eles fornecem uma indicação do nível de ruído. Para
se conseguir níveis de ruído mais baixos, use a rotação mais baixa possível (1000 a 2000 rpm) e
selecione as combinações mais vantajosas de tamanho e pressão para oferecer a potência
necessária.
Fig. 6.35 Dados mostrando o efeito da variação de tamanho, pressão e rotação da bomba sobre a
geração de ruído.
Existe ainda outro problema relativo ao ruído, chamado cavitação, que pode ocorrer devido ao
arraste de bolhas de ar no fluido hidráulico ou vaporização do fluido hidráulico. Isto ocorre quando
a linha de sucção é excessiva e a pressão de entrada na bomba cai abaixo da pressão de vapor do
fluido (usualmente em torno de -5 psi). Como resultado, bolhas de ar ou vapor, que formam uma
região de baixa pressão na bomba, entram em colapso quando atingem a região de descarga à alta
pressão na bomba. Isto produz altas velocidades de fluido e forças de impacto, as quais podem
erodir os componentes metálicos e encurtar a vida útil da bomba.
137
As seguintes regras controlam ou eliminam a cavitação na bomba, mantendo-se a pressão de
sucção da bomba acima da pressão de vapor ou saturação do fluido:
1. Manter a velocidade na linha de sucção abaixo de 5 ft/s.
2. Manter a linha de sucção a mais curta possível.
3. Minimizar o número de conexões na linha de sucção.
4. Montar a bomba o mais próximo possível do reservatório.
5. Usar filtros que provoquem pequenas quedas de pressão, como filtros indicadores.
6. Usar o óleo especificado pelo fabricante da bomba. A Fig. 6.36 mostra a faixa ótima de
viscosidades e temperaturas para uma boa operação da bomba.
Fig. 6.36 Faixa preferencial de viscosidades do óleo e temperaturas de operação.
138
A importância do controle de temperatura está no fato de que aumentos de temperatura
tendem a acelerar a liberação de ar ou bolhas de vapor. Portanto, as temperaturas do óleo
deverão ser mantidas na faixa de 120 oF a 150 oF para fornecer uma ótima faixa de viscosidade e
a máxima resistência a liberação de bolhas de ar e vapor para reduzir a possibilidade de
cavitação.
O ruído da bomba é criado quando os componentes rotativos internos aumentam
abruptamente a pressão no fluido entre a entrada e a saída da bomba. Este aumento súbito de
pressão é um fator fundamental na intensidade dos ruídos da bomba. Portanto, o nível de ruído
no qual uma bomba opera depende grandemente do projeto da bomba. Bombas de engrenagens e
palhetas geram um ruído muito maior do que bombas de parafusos. A Fig. 6.37 fornece os níveis
de ruído aproximados associados com vários projetos de bombas.
Fig. 6.37 Níveis de ruído para os vários tipos de bombas.
Projeto da bomba
Nível de ruído (dB-A)
engrenagem
80-100
palheta
65-85
pistão
60-80
parafuso
50-70
6.9 Seleção de bombas
As bombas devem ser selecionadas levando em conta um número de considerações para um
circuito de potência hidráulico completo envolvendo uma aplicação em particular. Entre estas
considerações estão os requerimentos de vazão, a velocidade de rotação, a classe de pressão, o
desempenho, a confiabilidade, a manutenção, o custo e o nível de ruído. A seleção de uma bomba
segue, em geral, a seguinte sequência de procedimentos:








Selecionar a pressão no circuito.
Selecionar o atuador (cilindro hidráulico ou motor) apropriado, baseado nas cargas encontradas
e na pressão requerida;
Determinar a vazão requerida;
Determinar a rotação da bomba e selecionar o motor. Isto, junto com o cálculo da vazão,
determina o tamanho da bomba (deslocamento volumétrico).
Selecionar o tipo de bomba baseado na aplicação (engrenagens, palhetas ou pistões, de
deslocamento fixo ou variável).
Selecionar o reservatório e os demais componentes, incluindo tubulações, válvulas, cilindros e
motores hidráulicos, entre outros.
Calcular o custo total do sistema.
Considerar fatores como nível de ruído, perdas de potência, necessidade de instalação de um
trocador de calor devido ao calor gerado, e serviço de manutenção programada para oferecer
uma vida útil prolongada ao circuito hidráulico.
Geralmente, repete-se a sequência de procedimentos várias vezes com vários tamanhos e tipos
de componentes. Posteriormente o procedimento é repetido para vários circuitos alternativos, sendo
o melhor circuito selecionado para uma aplicação específica.
Este processo é chamado otimização. Ele permite selecionar uma combinação de componentes
do circuito para produzir o melhor desempenho possível a um custo mínimo de acordo com os
requerimentos de uma aplicação em particular.
139
6.10 Intensificadores de pressão
Embora uma bomba seja uma fonte de potência primária para um circuito hidráulico, unidades
auxiliares freqüentemente são empregadas com propósitos específicos. Tais unidades são
conhecidas como intensificador de pressão ou booster.
Um intensificador de pressão é usado para aumentar a pressão em um circuito hidráulico a um
valor acima da pressão de descarga na bomba. Ele recebe um escoamento a alta vazão e relativa
baixa pressão e converte uma parte deste escoamento à alta pressão.
A Fig. 6.38 mostra uma vista em corte de um booster Racine. A construção interna consiste de
um grande pistão de movimento alternativo automático que tem duas pequenas hastes nas
extremidades (veja também Fig. 6.39). Este pistão tem uma grande área transversal exposta ao
escoamento a baixa pressão proveniente da bomba. A força do óleo a baixa pressão move o pistão e
faz com que a pequena área da haste do pistão force o óleo a sair a uma pressão intensificada. Este
dispositivo é simétrico em relação a uma linha de centro vertical. Portanto, quando o pistão grande
realiza um movimento alternativo, as válvulas do lado esquerdo e direito da unidade duplicam uma
a outra a cada curso do pistão maior.
Fig. 6.38 Fotografia mostrando uma vista em
corte do intensificador de pressão.
Fig. 6.39 Esquema mostrando o percurso do óleo
no intensificador de pressão.
O aumento na pressão é diretamente proporcional a razão das áreas da seção transversal do
pistão maior e da haste. O volume de saída é inversamente proporcional a esta mesma razão.
alta pressao de descarga area do pistao
alta vazao de entrada


baixa pressao de entrada area da haste baixa vazao de descarga
(6.16)
Os boosters de pressão Racine são disponíveis com relações de áreas de 3:1, 5:1 e 7:1,
desenvolvendo pressões a 5000 psi e descargas de 7 gpm. Existem muitas aplicações para os
intensificadores de pressão tais como a eliminação de uma bomba de alta pressão/baixa vazão
usada em conjunto com uma bomba de alta vazão/baixa pressão. Em uma aplicação como a prensa
de puncionar, por exemplo, é necessário estender o cilindro hidráulico rapidamente usando pouca
pressão para que o punção chegue a chapa de metal o mais rápido possível. A partir daí, o cilindro
140
deve exercer a maior força possível usando uma pequena vazão. A força elevada é necessária para
puncionar a peça de trabalho a partir da chapa de metal. Visto que a chapa é fina, somente uma
pequena quantidade de fluxo é requerida para realizar a operação de puncionamento em um período
curto de tempo. O uso do intensificador de pressão resulta em um menor custo de produção nesta
aplicação específica, pois ele substitui uma bomba de alta pressão, de alto custo, que normalmente
seria requerida.
Exemplo 6.8
Óleo a 20 gpm e 500 psi entra na porta de baixa pressão de um intensificador Racine de relação
5:1. Encontre a vazão de descarga e a pressão intensificada.
Solução:
Aplicando a eq. (6.15):
alta pressao de descarga area do pistao
alta vazao de entrada


baixa pressao de entrada area da haste baixa vazao de descarga
alta pressao de descarga 5
20 gpm
 
500 psi
1 baixa vazao de descarga
Resolvendo para os valores desconhecidos, tem-se:
alta pressão de descarga = 5500 = 2500 psi
baixa vazão de descarga = 20/5 = 4 gpm
6.11 Classe de desempenho de bombas no sistema métrico
Dados de desempenho para bombas hidráulicas são medidos e especificados em unidades
métricas bem como em unidades inglesas. A Fig. 6.40 mostra curvas reais de desempenho para uma
bomba de palhetas com pressão compensada, deslocamento variável, modelo Vickers VVB20,
operando a 1200 rpm. As curvas fornecem valores de vazão (gpm), eficiência e potência (hp e kW)
versus pressão de saída (psi e bar). Esta bomba em particular (veja Fig. 6.40) pode operar em
velocidades entre 1000 e 1800 rpm, é classificada em 2540 psi (175 bar) e tem um deslocamento
volumétrico nominal de 1,22 pol3/rev (20 cm3/rev). A Fig. 6.41 mostra a vista em corte desta bomba
contendo dimensões em polegadas e milímetros. Embora as curvas forneçam vazões em gpm, as
vazões em litros por segundo são usualmente especificadas.
Dados de desempenho
Típicos para bombas simples a 1200 rpm, de deslocamento
volumétrico máximo com óleo a 150 SUS e 104 oF (40 oC).
Notar que as características do compensador na curva de vazão
são mostradas para cada diagrama de controle.
141
Fig. 6.40 Curvas de desempenho disponíveis para uma bomba de palhetas com pressão
compensada, de deslocamento variável e rodando a 1200 rpm.
142
Fig. 6.41 Vista em corte da bomba de palhetas contendo dimensões em milímetros e polegadas.
Um litro é igual a 1000 cm3 ou 0,001 m3 (um litro é definido com o volume de um cubo tendo
lados de comprimento igual a 10 cm). Em termos de unidades inglesas, o seguinte fator de
conversão é aplicável, visto que 1 pol = 2,54 cm:
3
 1 pol 
3
1L = 1000 cm 3  
  61,0 pol
 2,54 cm 
Exemplo 6.9
Uma bomba tem um deslocamento volumétrico de 100 cm3. Ela libera 0,0015 m3/s a 1000 rpm e
70 bars. Se o motor elétrico tem um torque de saída de 120 Nm, calcule a eficiência global da
bomba e o torque teórico requerido para operar a bomba.
143
Solução:
Aplicando a eq. (6.1):
3
3
  100 cm  1 m  0,0001 m3/rev

D
rev 100 cm 3
Nós temos que:
3
   N  0,0001 m  1000 rev / s  0,00167 m3/s

T
D
rev
60
Agora, vamos resolver para a eficiência volumétrica:
v 


0,0015
R
 100 
 100  89,8 %

0,00167

T
Resolvendo para a eficiência mecânica, fica:
m 

P
70  10 5  0,00167
T
 100 
 100  93,0 %
2
TN
120  1000 
60
Note que o produto TN fornece a potência em unidades (W) aonde o torque T tem unidades de N.m
e a rotação do eixo é dada em rad/s. Finalmente, podemos resolver para a eficiência global:
o 
 v  m 89,8  930
,

 835
, %
100
100
O torque teórico pode ser calculado como:
TT  TR  m  120  0,93  112 N.m
144
Lista de Exercícios
6.1 Qual é a vazão teórica de uma bomba de pistões axiais com deslocamento volumétrico fixo,
que possui nove cilindros operando a 2000 rpm? Cada pistão tem diâmetro de 15 mm e
curso de 20 mm.
6.2 Uma bomba de palhetas tem um deslocamento volumétrico de 115 cm3. Ela tem um rotor
com 63,5 mm de diâmetro, um anel excêntrico com diâmetro igual a 88,9 mm, e uma
largura de palheta igual a 50,8 mm. Qual deve ser sua excentricidade?
6.3 Determine a eficiência global de uma bomba acionada por um motor elétrico de 10 hp. A
bomba descarrega fluido a 40 l/min na pressão de 10 MPa.
6.4 Uma bomba tem um deslocamento volumétrico de 98,4 cm3. Ela libera 0,0152 m3/s de óleo a
1000 rpm e 70 bars. O torque de entrada na bomba é 124,3 N.m. Determine:
a. Qual é a eficiência global da bomba?
b. Qual é o torque teórico requerido para operar a bomba?
6.5 Para o circuito a seguir, os seguintes dados são fornecidos:
diâmetro do pistão: 8 pol
diâmetro da haste do pistão: 4 pol
velocidade de atuação do cilindro durante o curso de trabalho: 3 pol/s
carga externa no cilindro: 40000 lbf
eficiência volumétrica da bomba: 92%
eficiência mecânica da bomba: 90%
rotação da bomba: 1800 rpm
pressão de entrada na bomba: -4,0 psi
A queda de pressão total no sistema, da porta de descarga da bomba até a entrada do
atuador, é de 75 psi. A queda de pressão total na linha de retorno, ou seja, da saída do
atuador (lado da haste) até a entrada do reservatório, é de 50 psi. Determine:
a. Deslocamento volumétrico da bomba.
b. Potência de entrada em hp requerida para acionar a bomba.
c. Torque de entrada requerido para girar a bomba.
d. Percentagem da potência inserida na bomba efetivamente utilizada para fixar a
carga.

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