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COMANDOS 
HIDRÁULICOS 
PNEUMÁTICOS  
 
 
 
 
 
 
 
PPrrooff aa MMaarraa NNiillzzaa EEssttaanniissllaauu RReeiiss 
 11ºº sseemmeessttrree 22000099 
 
 
PREFÁCIO 
 
 
Aos meus (minhas) queridos (as) alunos (as). 
 
O material a seguir é o resultado da compilação do conteúdo de vários livros, 
apostilas, artigos, etc. e da experiência acumulada ao longo dos anos dentro da área de 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS. De maneira alguma, este material busca 
esgotar todo o conteúdo relacionado no programa da disciplina, nem tampouco é fonte única 
para o desenvolvimento de atividades futuras, mesmo dentro da disciplina, mas antes, é uma 
forma de orientar o estudo de tal disciplina fornecendo um ponto de partida para consultas e 
direcionamentos. Este material dá suporte às aulas teóricas da disciplina COMANDOS 
HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS do curso de Engenharia Mecânica, sendo 
desenvolvidas e complementadas em sala de aula. 
O conteúdo apresentado nas aulas expositivas deve ser enriquecido nas práticas de 
laboratório, visitas técnicas e através da bibliografia e referências recomendadas. 
O programa da disciplina acompanha o dinamismo das tecnologias, impondo revisões 
periódicas para atualização deste material. 
Espero que esta compilação oferecida a vocês possa abrir os horizontes dentro da área 
de COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS em geral e ajude-os (as) no dia-a-dia 
profissional de cada um (a). 
Atenciosamente, 
 
Prof.a. Mara Nilza Estanislau Reis 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
ÍNDICE 
 
1ª PARTE – PNEUMÁTICA 14
 15
1 – Considerações Gerais 15
2 – Características do Ar Comprimido 15
2.1 – Vantagens 16
2.2 – Desvantagens 16
3 – Produção do Ar Comprimido 16
3.1 – Compressores 17
3.2 – Simbologia 17
3.3 – Tipos de Compresssores 17
3.3.1 – Compressor de Embolo 18
3.3.1.1 – Compressor de Embolo com Movimento Linear 18
3.3.1.2 – Compressores de Membrana 20
3.3.2 – Compressor Rotativo 20
3.3.2.1 – Compressor Rotativo Multicelular 20
3.3.2.2 – Compressor Rotativo de Duplo Parafuso (2 Eixos) 21
3.3.2.3 – Compressor Roots 22
3.3.3 – Turbo Compressores 22
3.4 – Diagrama de Volume e Pressão Fornecida 22
3.5 – Refrigeração 23
3.6 – Lugar de Montagem 24
3.7 – Regulagem da Capacidade 24
3.7.1 – Readmissão do Ar By-Pass 25
3.7.2 – Partida e Parada Automática do Motor Elétrico 25
3.7.3 – Alívio nas Válvulas de Adminissão 26
3.8 – Manutenção 27
4 – Resfriamento 27
4.1 Resfriamento do Ar 27
4.1.1 – Intercooler 28
4.1.2 – Aftercooler 28
5 – Armazenamento e Distribuição do Ar Comprimido 29
5.1 – Reservatório de Ar Comprimido 29
5.1.1 – Localização 30
5.2 – Rede de Distribuição de Ar Comprimido 31
5.2.1 – Vazamentos 33
5.2.2 – Material da Tubulação 34
5.2.2.1 – Tubulações Principais 34
5.2.2.2 – Tubulações Secundárias 35
5.2.3 – Conexões para Tubulações 35
5.2.3.1 – Conexões para Tubos Metálicos 35
6 – Preparação do Ar Comprimido 36
6.1 – Impurezas 36
6.1.1 – Secagem por Absorção 37
6.1.2 – Secagem por Adsorção 38
6.1.3 – Secagem por Resfriamento 39
6.1.4 – Filtro de Ar Comprimido 40
6.1.4.1 – Funcionamento do Dreno Automático 42
6.1.5 – Regulador de Pressão com Orifício de Escape 43
6.1.6 – Regulador de Pressão sem Orifício de Escape 44
6.1.7 – Lubrificador 45
6.1.7.1 – Funcionamento do Lubrificador 45
6.1.8 – Unidades de Conservação 46
6.2 – Manutenção 47
7 – Elementos Pneumáticos de Trabalho 48
7.1 – Elementos Pneumáticos de Movimento Retilíneo 48
7.1.1 – Cilindros de Simples Ação 48
7.1.2 – Cilindro de Dupla Ação 50
7.1.2.1 – Cilindro de Dupla Ação com Haste Passante 50
7.1.2.2 – Cilindro Tandem 51
7.1.2.3 – Cilindro de Dupla Ação com Amortecimento 51
7.1.2.4 – Cilindro Rotativo com Amortecimento 52
7.1.2.5 – Cilindro de Múltiplas Posições 53
7.1.2.6 – Cilindro de Membrana 54
7.1.3 – Tipos de Fixação 54
7.1.4 – Vedações 56
7.2 – Elementos Pneumáticos com Movimento Giratório 57
7.2.1 – Motores de Pistão 57
7.2.2 – Motor de Palhetas 58
7.2.3 – Motores de Engrenagem 59
7.2.4 – Turbo Motores 59
7.2.5 – Características dos Motores Pneumáticos 60
8 – Válvulas 60
8.1 – Válvulas Direcionais 61
8.1.1 – Simbologia das Válvulas 61
8.1.2 – Tipos de Acionamentos de Válvulas 64
8.1.3 – Funcionamento 67
8.1.4 – Características de Construção das Válvulas Direcionais 68
8.1.4.1 – Válvulas de Sede ou de Assento 68
8.1.4.1.1 – Válvula de Sede Esférica 68
8.1.4.1.2 – Válvula de Sede de Prato 69
8.1.4.2 – Válvulas Corrediças 76
8.1.4.2.1 – Válvula Corrediça Longitudinal 77
 8.1.4.2.2 – Válvula Corrediça Giratória 80
8.2 – Válvulas de Bloqueio 82
8.2.1 – Válvula de Retenção 82
8.2.2 – Válvula Alternadora ou de Isolamento (Elemento “ou”) 83
8.2.3 – Válvula de Escape Rápido 84
8.2.4 – Expulsor Pneumático 84
8.2.5 – Válvula de Simultaneidade 85
8.3 – Válvula de Fluxo 86
8.3.1 – Válvula Reguladora de Fluxo Unidirecional 86
8.4 – Válvulas de Pressão 88
8.4.1 – Válvula de Sequência 88
8.5 – Combinações Especiais 89
8.5.1 – Acionamento Pneumático com Comutação Retardada 89
8.5.1.1 – Temporizador (Normalmente Fechado) 89
8.5.1.2 – Temporizador (Normalmente Aberto) 90
9 – Simbologia 91
10 – Comandos Pneumáticos 104
10.1 – Introdução 104
10.2 – Classificação dos Grupos 104
10.3 – Cadeia de Comandos 105
11 – Circuitos Complexos 112
11.1 – Circuito para Desligamento de Sinais 122
11.2 – Métodos Sistemáticos de Esquemas 126
11.3 – Condições Marginais 142
EXERCÍCIOS 151
 
2ª PARTE – HIDRÁULICA 177
 
12.1 – Introdução à Hidráulica 178
12.2 – Sistema Óleo Hidráulico 179
12.3 – Exemplos de Aplicações 179
12.3.1 – Hidráulica Industrial 180
12.3.2 – Hidráulica em Construções Fluviais, Lacustres e Marítimos 180
12.3.3 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais I 180
12.3.4 – Hidráulica em Aplicações Técnicas Especiais II 180
12.3.5 – Hidráulica na Indústria Naval 180
12.4 – Classificação 180
12.4.1 – Quanto à Pressão 180
12.4.2 – Quanto à Aplicação 180
12.4.3 – Quanto ao Tipo de Bomba 180
12.4.4 – Quanto ao Controle de Direção 181
12.5 – Esquema Geral de um Sistema Hidráulico 181
12.6 – Transmissão de Energia Hidráulica 181
12.7 – Vantagens e Desvantagens do Sistema Hidráulico 182
12.7.1 – Vantagens do Sistema Hidráulico 182
12.7.2 – Desvantagens do Sistema Hidráulico 183
12.8 – Um Pouco de História 183
12.8.1 – A Lei de Pascal 184
12.9 – Definição de Pressão 186
12.10 – Pressão em uma Coluna de Fluido 186
12.11 – Princípio da Multiplicação de Pressão 187
12.12 – Conservação de Energia 187
12.13 – Como é Gerada a Pressão 189
12.14 – Fluxo em Paralelo 189
12.15 – Fluxo em Série 190
12.16 – Princípio de Fluxo 191
12.16.1 – Vazão de Velocidade 191
12.16.1.1 – Velocidade 191
12.16.1.2 – Vazão 192
12.16.2 – Atrito e Escoamento 194
12.16.3 – Queda de Pressão através de uma Restrição (Orifício) 195
12.16.4 – Tipos de Escoamento 197
12.16.4.1 – Fluxo Laminar 197
12.16.4.2 – Fluxo Turbulento 197
12.17 – Princípio de Bernoulli 198
12.18 – Perda de Carga na Linha de Pressão de um Sist. Hidráulico 199
12.18.1 – Determinação do Fator “f” 200
12.18.2 – Determinação de Ls,L1 e L 201
12.18.3 – Determinação de “D” 201
12.18.4 – Determinação de v 202
12.18.5 – Determinação de γ 202
12.18.6 – Procedimento de Cálculo 202
12.18.7 – Perda Térmica 203
12.18.8 – Tabela de Perda de Carga 204
12.19 – Trabalho e Energia 205
12.19.1 – Potência Hidráulica 205
12.20 – Fluidos Hidráulicos 206
12.20.1 – Funções dos Fluidos Hidráulicos 206
12.20.2 – Propriedade dos Fluidos Hidráulicos 208
12.20.2.1 – Índice de Viscosidade 209
12.20.2.1.1 – Conversão de Viscosidades 209
12.20.2.2 – Ponto de Fluidez 209
12.20.2.3 – Capacidade de Lubrificação 209
 12.20.2.4 – Resistência à Oxidação 211
12.20.2.4.1 – Prevenção da Ferrugeme Corrosão 211
12.20.2.5 – Demulsibilidade 212
12.20.2.6 – Uso de Aditivos 212
12.20.3 – Fluidos Resistentes ao Fogo 213
12.20.3.1 – Características 213
12.20.3.2 – Água Glicóis 214
12.20.3.3 – Emulsões de Água em Óleo 215
12.20.3.4 – Óleo em Água 216
12.20.3.5 – Outras Características 216
12.20.4 – Fluidos Sintéticos Resistentes ao Fogo 217
12.20.4.1 – Características 217
12.20.5 – Manutenção do Fluido 218
12.20.6 – Armazenagem e Manipulação 219
12.20.7 – Cuidados durante a Operação 219
12.21 – Tubulação e Vedação Hidráulica 219
12.21.1 – Tubulação 219
12.21.2 – Tubos Rígidos 220
12.21.2.1 – Vedações para Tubos Rígidos 220
12.21.2.2 – Conexões 221
12.21.3 – Tubulação semi-Rígida 222
12.21.3.1 – Especificação de Tubulação 222
12.21.3.2 – Conexões para Tubos Semi-Rígidos 223
12.21.4 – Mangueira Flexível 224
12.21.4.1 – Conexões para Mangueiras 225
12.21.5 – Consideração de Pressão e Fluxo 225
12.21.6 – Considerações sobre o Material 227
12.21.7 – Recomendações de Instalação 227
12.21.8 – Retentores de Vazamento 230
12.21.9 – Materiais de Vedação 238
12.21.10 – Como Evitar Vazamentos 240
12.22 – Reservatórios 242
12.22.1 – Armazenamento de Óleo 243
12.22.2 – Construção do Reservatório 243
12.22.3 – Acessórios 244
12.22.3.1 – Respiro 244
12.22.3.2 – Chicana 244
12.22.3.3 – Local de Enximento 245
12.22.3.4 – Indicadores de Nível 245
12.22.3.5 – Magnetos 246
12.22.4 – Conexões e Montagens de Linha 246
12.22.5 – Dimensionamento de um Reservatório 246
12.22.6 – Regra da Altura do Filtro de Sucção 247
12.22.7 – Resfriamento do Fluido 247
12.22.8 – Circulação Interna de Ar 248
12.23 – Filtros 249
12.23.1 – Filtros para Linhas de Sucção 250
12.23.2 – Filtros para Linhas de Pressão 252
12.23.3 – Filtros para Linhas de Retorno 253
12.23.4 – Materiais Filtrantes 255
12.23.5 – Os Tipos de Elementos Filtrantes 255
12.23.6 – Filtros de Fluxo Total 256
12.23.7 – Filtros Tipo Indicador 256
12.24 – A Pressão Atmosférica Alimenta a Bomba 257
12.25 – Bombas Hidráulicas 258
12.25.1 – Especificações de Bombas 259
12.25.1.1 – Pressão Nominal 259
12.25.1.2 – Deslocamento 260
12.25.1.3 – A Vazão (lpm) 260
12.25.1.4 – Rendimento Volumétrico 261
12.25.2 – Classificação e Descrição das Bombas 261
12.25.3 – Tipos de bombas 265
12.25.3.1 – Bombas Manuais 266
12.25.3.2 – Bombas de Engrenagens 267
12.25.3.3 – Bombas de Rotores Lobulares 268
12.25.3.4 – Bombas de Palhetas 269
12.25.3.4.1 – Bombas Tipo Não Balanceado 270
 12.25.3.4.2 – Bombas Tipo Balanceado 270
 12.25.3.4.3 – Bombas Duplas Redondas 271
12.25.3.4.4 – Bombas de Palhetas Tipo “Quadrado” 271
12.25.3.4.5 – Bombas de Palhetas de Alto Rendimento 273
 12.25.3.4.5.1 – Intrapalhetas 274
12.25.3.4.5.2 – Conj. Rotativo Pré-Montado “cartucho” 275
12.25.3.4.5.3 – Posições dos Pórticos 276
12.25.3.4.5.4 – Carac. de Op. de Bombas de Palhetas 276
12.25.3.5 – Bombas de Pistão Axial com Placa Inclinada 277
12.26 – Válvulas de Pressão 280
12.26.1 – Válvula de Segurança (Alívio de Pressão) 282
12.26.1.1 – Válvula de Alívio e Seg. de Op. Direta (Simples) 283
12.26.1.2 – Válvula de Alívio e Segurança Diferencial 285
12.26.1.3 – Válvula de Alívio e Seg. de Operação Indireta 286
12.26.1.4 – Válvula de Segurança Pré-Operada 287
12.26.1.5 – Válvula Limtadora de Pressão Pré-Operada com 
Descarga Por Solenóide 291
12.26.2 – Válvula de Descarga 292
12.26.3 – Válvula de Sequência 292
 12.26.3.1 – Válvula e Sequência de Pressão Pré-Operada 293
12.26.4 – Válvula de Contrabalanço 294
12.26.5 – Válvula Redutoras de Pressão 294
 12.26.5.1 – Válvula Redutoras de Pressão de Ação Direta 295
 12.26.5.2 – Válvula Redutoras de Pressão Pré-Operadas 296
12.27 – Válvulas Direcionais 297
12.27.1 – Válvulas Centradas por Molas, com Molas Fora de Centro e 
Sem Mola 297
12.27.1.1 – Tipos de Centros Dos Carretéis 298
12.27.2 – Válvulas de Desaceleração 300
12.28 – Válvulas de Bloqueio 301
12.28.1 – Válvulas de Retenção 301
12.28.1.1 – Válvulas de Retenção em Linha 302
12.28.1.2 – Válvulas de Retenção em Ângulo Reto 303
12.28.1.3 – Válvulas de Retenção com Desbloqueio Hidráulico 304
12.28.2 – Válvula de Sucção ou de Pré-Enximento 310
12.29 – Controle de Vazão 312
12.29.1 – Os Métodos de Controlar o Fluxo 312
12.29.2 – Válvulas de Controle de Vazão 314
12.29.3 – Válvula Contr. de Vazão com Compensação de Temp. 316
12.30 – Pressão Induzida em um Cilindro 317
12.31 – Vazão Induzida em um Cilindro 318
12.32 – Sistema Regenerativo 319
12.33 – Cálculos 320
SIMBOLOGIA 323
EXERCÍCIOS 336
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 368
 
 
 
 
 
Figuras e Tabelas 
Pneumática 
 
Figuras 
Figura 1 - Equipamentos e acessórios ideais na geração de ar comprimido 17
Figura 2 - Tipos de compressores 18
Figura 3 – Compressor de êmbolo de 1 estágio 19
Figura 4 – Compressor de dois estágios com refrigeração intermediária 19
Figura 5 – Compressor de membrana 20
Figura 6 – Compressor rotativo multicelular 21
Figura 7 – Compressor duplo parafuso 21
Figura 8 – Compressor Roots 21
Figura 9 – Compressor axial 22
Figura 10 – Compressor radial 22
Figura 11 – Diagrama de Volume e Pressão fornecido 23
Figura 12 – Aletas de refrigeração 24
Figura 13 – Readmissão do ar ou by-pass 25
Figura 14 – Partida e parada automática do motor elétrico 26
Figura 15 – Alívio nas válvulas de admissão 26
Figura 16 - Intercooler 28
Figura 17 - Aftercooler 29
Figura 18 – Reservatório de ar comprimido 30
Figura 19 – Rede de distribuição de circuito aberto 31
Figura 20 – Tubulação com circuito fechado 32
Figura 21 – Rede combinada 32
Figura 22 – Tomada de ar 33
Figura 23 - Conexão com anel de corte permite várias montagens e 
desmontagens 35
Figura 24 - Conexão com anel de pressão para tubos de aço e cobre com 
anel interno especial serve também para tubos plásticos 36
Figura 25 - Conexão com reborbo prensado 36
Figura 26 - Conexão com reborbo flangeado 36
Figura 27 – Secagem por absorção 38
Figura 28 – Secagem por adsorção 39
Figura 29 – Secagem por resfriamento 40
Figura 30 – Filtro 41
Figura 31 – Dreno automático 42
Figura 32 – Regulador de pressão com orifício de escape 43
Figura 33 – Regulador de pressão sem orifício de escape 44
Figura 34 – Princípio de Venturi 45
Figura 35 – Lubrificador 46
Figura 36 – Conjunto lubrefil 47
Figura 37 – Conjunto lubrefil (detalhado/simplificado) 47
Figura 38 – Cilindro de simples ação 49
Figura 39 – Cilindro de simples ação 49
Figura 40 – Cilindro de dupla ação 50
Figura 41 – Cilindro de dupla ação com haste passante 51
Figura 42 – Cilindro Tandem 51
Figura 43 - Cilindro de dupla ação com amortecimento nos fins de curso 52
Figura 44 - Cilindro rotativo com amortecimento nos fins de curso 53
Figura 45 – Cilindro de múltiplas posições 53
Figura 46 – Cilindro de membrana 54
Figura 47 – Tipos de fixação 55
Figura 48 – Tipos de vedações para êmbolos 57
Figura 49 – Motor radial e motor axial 58
Figura 50 – Motor de palhetas - sentido de rotação 59
Figura 51– “Esqueleto” de uma válvula direcional 67
Figura 52 – Válvulas direcionais – de sede esférica 69
Figura 53 - Válvulas direcionais (NA) – de sede de prato 69
Figura 54 - Válvulas direcionais (NF) – de sede de prato 70
Figura 55 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (normal aberta) 70
Figura 56 - Válvula direcional de 3 vias (3/2) (sede de prato) acionada 
pneumaticamente 71
Figura 57 – Válvula direcional de 3 vias por 2 posições (acionamento 
pneumático) 71
Figura 58 - Válvula direcional de 3 vias por 2 posições com princípio de 
assento de prato 72
Figura 59 - Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (Princípio de 
assento). 73
Figura 60 - Válvula direcional de 3 vias com 2 posições (acionamento 
eletromagnético) 73
Figura 61 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (solenóide e 
servocomando) 74
Figura 62 – Válvula direcional de 3 vias por duas posições,com 
acionamento por rolete, servocomandada (normal fechada) 75
Figura 63 – Válvulas direcionais de 3 vias por duas posições, com 
acionamento por rolete, servocomandada (normal aberta) 76
Figura 64 – Válvula direcional de 4 vias por 2 posições (servopilotada) 76
Figura 65 – Válvula direcional de 5 vias por 2 posições (princípio de 
corrediça longitudinal) 77
Figura 66 – Tipos de vedação entre êmbolo e corpo da válvula 78
Figura 67 – Válvula corrediça longitudinal manual. Válvula direcional de 3 
vias por duas posições 79
Figura 68 – Válvula direcional corrediça plana longitudinal de 4/2 vias 
comando por alívio bi-lateral de pressão 80
Figura 69 - Esquema de comando por impulso negativo 80
Figura 70 – Válvulas corrediça giratória 81
Figura 71 – Válvula de retenção 83
Figura 72 – Válvula alternadora 83
Figura 73 – Válvula de escape rápido 84
Figura 74 – Expulsor pneumático 85
Figura 75 – Válvula de simultaneidade 86
Figura 76 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional 87
Figura 77 – Válvula reguladora de fluxo unidirecional com acionamento 
mecânico regulável (com rolete) 87
Figura 78 – Válvula de seqüência 88
Figura 79 - Temporizador (normalmente fechado) 89
Figura 80 - Temporizador (normalmente aberto) 90
Figura 81 – Disposição segundo o esquema da cadeia de comando 106
Figura 82 – Esquema pneumático 108
Figura 83 – Representação de um elemento de sinal 110
Figura 84 – Rolete escamoteável 122
Figura 85 –Circuito temporizado 125
Figura 86 – Circuito para desligamento de sinais 125
Figura 87 - Válvulas de inversão (memória) 126
Figura 88 – “Caixa preta” 126
 
 
 
Tabelas 
Tabela1 27
Tabela 2 – Vazamentos e perda de potência em furos 34
2. Forma de tabela 113
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Hidráulica 
 
Figuras 
Figura 1 - A pressão (força por unidade área) é transmitida em todos os 
sentidos de um líquido confinado 184
Figura 2 - A alavanca hidráulica 185
Figura 3 - Pressão hidrostática 186
Figura 4 - Multiplicador de pressão 197
Figura 2.1 – A energia não pode ser criada nem destruída 188
Figura 5 - Pressão causada por uma restrição e limitada por uma válvula 
controladora de pressão 189
Figura 6 - Fluxo em paralelo 190
Figura 7 - Fluxo em série 191
Figura 8 - Leis da vazão 193
Figura 9 - Vazão e velocidade 194
Figura 10 - Atrito e queda de pressão 194
Figura 11 - Queda de pressão e fluxo de óleo através de uma restrição 196
Figura 12 - Fluxo laminar 197
Figura 13 - Fluxo turbulento 198
Figura 14 - A altura das colunas de fluido representa as pressões em cada 
posição 199
Figura 15 – Propriedades de lubrificação dos óleos 210
Figura 16 - Vedações para canos 221
Figura 17 - Tipos de conexões 221
Figura 18 - Conexões flangeadas para tubos rígidos de grande diâmetro 222
Figura 19 - Conexões e adaptadores rosqueados usados com tubos semi-
rígidos 223
Figura 20 - Construção das mangueiras (tubos flexíveis) 225
Figura 21 – Retentores 232
Figura 22 – Anel de secção redonda 233
Figura 23 - Anel de encosto 234
Figura 24 - Retentores de secção retangular (cortados em torno) 234
Figura 25 - Anel tipo "T" 235
Figura 26 - Retentor labial 235
Figura 27 - Retentor tipo copo 236
Figura 28 - Anéis de pistão 236
Figura 29 - Gaxetas de compressão 237
Figura 30 - Retentor de face 238
Figura 31 - Partes de reservatório 244
Figura 32 - Chicana vertical 245
Figura 33 - Bujões magnéticos 250
Figura 34 - Filtro de sucção 251
Figura 35 – O filtro de sucção (entrada) protege a bomba 252
Figura 36 - Filtro de pressão 253
Figura 37 - O filtro para linha de pressão é instalado na saída das bombas 253
Figura 38 - Filtro de retorno 254
Figura 39 - O filtro de retorno é instalado no retorno para o reservatório 254
Figura 40 - Elemento filtrante (tipo de superfície) 255
Figura 41 - Filtro de fluxo total 256
Figura 42 - Filtro tipo indicador 257
Figura 43 - Bombas centrífugas 258
Figura 44 - Bomba de êmbolo de simples efeito 263
Figura 45 - Bomba de êmbolo de simples efeito 263
Figura 46 - Bomba alternativa de pistão de simples efeito 264
Figura 47 - Bomba alternativa de pistão de duplo efeito 264
Figura 48 - Bombas rotativas 265
Figura 49 - Bomba manual de dupla ação 266
Figura 50 - Bomba de engrenagens externas 267
Figura 51 - Bombas de engrenagens internas 267
Figura 52 - Bomba de rotores lobulares 268
Figura 53 - Funcionamento de uma bomba de palhetas não balanceadas 269
Figura 54 - Deslocamento de uma bomba de palhetas 269
Figura 55 - Bomba de palhetas de deslocamento variável compensado por 
pressão 270
Figura 56 - Princípio de balanceamento em uma bomba de palhetas 271
Figura 57 - Bomba dupla redonda 271
Figura 58 - Bomba de palheta tipo "quadrado" 272
Figura 59 - Princípio de funcionamento 272
Figura 60 - Bomba dupla "quadrada" 273
Figura 61 - Bomba de palhetas de alta eficiência 274
Figura 62 - Construção de bomba dupla de alto rendimento 274
Figura 63 - Princípio de funcionamento 275
Figura 64 - Conjunto rotativo pré-montado 276
Figura 65 e 66 - Bomba de pistões em linha 277
Figura 67 - Princípio de funcionamento 278
Figura 68 - Variação do deslocamento da bomba de pistões em linha 279
Figura 69 - Funcionamento do compensador 280
Figura 70 – Símbolo e válvula de segurança 283
Figura 71 - Válvula de segurança composta 285
Figura 72 – Operação de válvula de segurança de pistão balanceado 287
Figura 73 - "Ventagem" de uma válvula de segurança 289
Figura 74 - Válvula de segurança simples acoplada ao pórtico de 
ventagem 289
Figura 75 - Válvula limitadora de pressão tipo DB, pré-operada 290
Figura 76 - Válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por 
solenóide 291
Figura 77 - Válvula de seqüência de pressão pré-operada 293
Figura 78 - Válvula redutora de pressão 295
Figura 79 – Válvula redutora de pressão operada por piloto 296
Figura 80 -Válvula redutora de pressão com válvula de retenção integral 297
Figura 81 - Válvula com mola fora de centro 298
Figura 82 - Tipos de centros dos carretéis 299
Figura 83 - Posição dos êmbolos 300
Figura 84 - Princípio de funcionamento e simbologia de uma válvula de 
retenção 301
Figura 85 - Válvula de retenção em linha 302
Figura 86 - Princípio de funcionamento de uma válvula de retenção em 
linha 302
Figura 87 - Válvula de retenção em ângulo reto 303
Figura 88 - Funcionamento de uma válvula de retenção em ângulo reto 303
Figura 89 - Placa retificadora com 4 válvulas de retenções e válvula 
reguladora 304
Figura 90 - Corte de uma placa retificadora tipo Z4S com indicação do 
sentido do fluxo 304
Figura 91 a) a esquerda: Válvula de retenção pilotada, com conexão por 
roscas 305
Figura 92 - Construção sem conexão para dreno 305
Figura 93 - Construção com conexão para drenos externos 308
Figura 94 - Válvula de retenção com desbloqueio hidráulico geminada 309
Figura 95 - Válvula de sucção 310
Figura 96 - Válvula de sucção em corte 311
Figura 97 - Controle de vazão na entrada (Meter-in) 312
Figura 98 - Controle de vazão na saída do atuador (Meter-Out) 313
Figura 99 - Controle de vazão em desvio (Bleed-off) 314
Figura 100 - Válvula controladora de vazão não compensada 315
Figura 101 - Válvula controladora de vazão compensada por pressão 315
Figura 102 - Válvula controladora de vazão com válvula de retenção 
incorporada 316
Figura 103 - Funcionamento de uma válvula controladora de vazão 
compensada por pressão e temperatura 317
 
 
 
Tabelas 
Tabela de perda de carga 204
Tabela 1- Compatibilidade entre os tipos de materiais e os fluidos 
hidráulicos 218
Tabela 2 - Tabela para selecionar diâmetro interno dos tubos 226
Tabela 3 - Dimensionamento de tubos 227
Tabela 4 – Tabela Típica de Especificações 260
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Pontifícia Universidade Católica de Minas GeraisIPUC - Departamento de Engenharia Mecânica 
C d Hid á li P á i
 
 
 
 
Hidráulica 
(2ª PARTE) 
 
 
 
Professora: Mara Nilza Estanislau Reis 
 
 
 
 
 
12.1- Introdução à Hidráulica 
HIDRÁULICA 
 
A palavra hidráulica é definida da raiz grega “hidro” que significa água, “aulos” que 
significa cano. Compreendia-se, antigamente, por isso, todas as leis e 
comportamentos relativos à água. Hoje, entende-se, por hidráulica, a transmissão, 
controle de forças e movimentos, por meio de um fluido. No nosso estudo tratamos 
apenas do óleo hidráulico que é um ramo da hidráulica que utiliza o óleo como 
fluido. 
A Hidráulica consiste no estudo das características e usos dos fluidos. Desde o início, 
o homem serviu-se dos fluidos para facilitar o seu trabalho. A história antiga registra que 
dispositivos engenhosos, como bombas e rodas d'água já eram conhecidos desde épocas 
remotas. Entretanto, só no século XVII, o ramo da hidráulica que nos interessa, foi utilizado. 
Experiências têm mostrado que a hidráulica é agora indispensável como um método 
moderno de transmissão de energia. 
Acionamentos e comandos hidráulicos ganharam importância através dos tempos, 
com a automatização e mecanização. 
Grande parte das modernas e mais produtivas máquinas e instalações são hoje parcial 
ou totalmente comandadas por sistemas hidráulicos. Um fluido é usado como meio de 
transmissão de energia. Na maior parte dos casos, são usados óleo mineral, podendo, 
entretanto, ser um fluido sintético, ou uma emulsão óleo-água. 
 
Óleo Hidráulico ou hidráulico industrial: meio de transmitir energia através de líquido 
confinado sob pressão. 
Atualmente há milhares de máquinas operadas por pressão, que dividem a hidráulica 
em duas ciências: 
 
Hidrostática: mecânica dos fluidos estáticos, teoria das condições de equilíbrio dos fluidos 
sob pressão. A energia é transmitida empurrando um líquido confinado. O líquido precisa se 
mover ou fluir para causar o movimento, porém, esta é uma decorrência da força aplicada 
(energia potencial) ⇒ sistemas de óleo hidráulicos estáticos. 
 
Hidrodinâmica: é a ciência dos líquidos em movimento. Uma roda d’água ou turbina 
representa um dispositivo hidrodinâmico. A energia é transmitida pelo impacto do fluido em 
movimento contra lâminas ou palhetas (energia cinética, ou energia do movimento que o 
líquido contém) ⇒ sistemas óleo hidráulicos cinéticos. Mecânica dos fluidos em movimento 
(teoria da vazão). 
Um exemplo de hidrodinâmica pura é a transformação de energia dinâmica da água, nas 
usinas hidrelétricas. 
 
12.2- Sistema Óleo Hidráulico 
 
São sistemas transmissores de potência ou movimento, utilizando óleo com o 
movimento transmissor que é praticamente incompressível (transmite força 
instantaneamente). Podem ser classificados de duas formas: 
Estáticos: onde a energia utilizada é a potencial, com o fluido sob alta pressão e baixa 
velocidade (+ ou – 1000bar). Nosso estudo se voltará mais aos sistemas estáticos aplicados, 
por exemplo, em prensas, guindastes, máquinas, ferramentas, injetoras de plásticos, etc. 
Cinéticos: onde a energia utilizada é cinética, para a transmissão de potência, altas 
velocidades em torno de 50m/s (180km/h). 
 
12.3- Exemplos de aplicações 
 
Para que se possa, inicialmente, fazer uma idéia geral sobre os vários campos de 
aplicação da hidráulica, os mesmos foram divididos em 5 setores como segue: 
 
12.3.1 - Hidráulica Industrial 
Injetoras de plástico e outros materiais; Prensas; Indústria pesada (metalúrgica 
laminação; máquinas-ferramentas). 
 
 
12.3.2 - Hidráulica em construções fluviais, lacustres e marítimas. 
Comportas e eclusas; Acionamento de pontes; Máquinas de mineração; Turbinas; 
Usinas nucleares. 
 
12.3.3 - Hidráulica em aplicações técnicas especiais. 
Escavadeiras, dragas e gruas; Máquinas rodoviárias e agrícolas; Mecânica 
automobilística. 
 
12.3.4 - Hidráulica em aplicações técnicas especiais. 
Acionadores de telescópios; antenas; bóias de investigação marítima; trens de 
aterrissagem e controle de aeronaves; máquinas especiais. 
 
12.3.5 - Hidráulica na Indústria Naval. 
Acionamento de lemes; Guindastes de bordo; Gruas; Plataformas; Escotilhas de cargas. 
 
12.4- Classificação 
 
12.4.1- Quanto a pressão: 
 
00 - 14 bar = baixa pressão 
14 - 35 bar = média pressão 
35 - 85 bar = média-alta pressão 
85 - 210 bar = extra-alta pressão 
 
12.4.2- Quanto a aplicação: 
 
Classificados em sistema de pressão contínua ou sistema de pressão intermitente. 
 
12.4.3- Quanto ao tipo de bomba: 
 
Vazão constante ou vazão variável. 
 
12.4.4- Quanto ao controle de direção: 
 
Controlado por válvulas. 
Controlado por bombas reversíveis. 
 
12.5- Esquema geral de um sistema hidráulico 
 
De acordo com o tipo de aplicação, existe uma grande infinidade de tipos de circuitos 
hidráulicos, porém, todos eles seguem sempre um mesmo esquema, que poderíamos dividir 
em três partes principais. 
 
Sistema de Geração 
 ⇒ 
Sistema de distribuição 
e controle ⇒ 
Sistema de aplicação de 
energia 
 
⇓ 
 
 
⇓ 
 
⇓ 
Reservatório Válvulas Atuadores: 
Filtros controladoras Cilindro-linear 
Bomba de vazão, pressão Motor hidráulico-rotativo 
Motor de acionamento e direcionais 
Acumulador 
Intensificador de pressão e 
outros acessórios 
 
 
12.6- Transmissão de energia hidráulica 
 
O componente de entrada de um sistema hidráulico chama-se bomba e o de saída 
atuador. 
O sistema hidráulico não é uma fonte de energia. A fonte de energia é o acionador, tal como, 
o motor que gira a bomba. Então porque não esquecer a hidráulica e ligar a parte mecânica 
diretamente ao acionador principal? Devido a versatilidade de um sistema hidráulico, o qual 
oferece algumas vantagens sobre outros meios de transmissão de energia. 
12.7- Vantagens e Desvantagens do sistema hidráulico 
 
12.7.1- Vantagens do sistema hidráulico 
Faremos uma rápida comparação dos sistemas hidráulicos com os sistemas mecânicos ou 
elétricos equivalentes. 
 
- Velocidade: 
Consegue-se, num sistema bem dimensionado, uma variação contínua e precisa de 
velocidade, seja cilindro ou motor hidráulico, bastando para isto mudar a vazão da bomba ou 
controlá-la através da válvula adequada. 
 - Reversibilidade: 
Sem desligar a máquina, bastando apenas alterar a posição do êmbolo da válvula 
direcional, ocorre a inversão do movimento do atuador, enquanto que para se obter, por 
exemplo, a inversão do sentido de rotação de um motor elétrico, é necessário desligá-lo, 
inverter os fios (pólos) e dar nova partida. Existem chaves especiais para este fim, mas 
apesar da rapidez da operação, a inversão não é suave e o pico de consumo de partida do 
motor não é evitado. 
 - Proteção contra sobrecarga: 
Quando a carga excede os limites de trabalho ocorre o aumento da pressão do fluido a 
um valor limitado pela válvula de segurança, que nessa situação se abre impedindo qualquer 
dano ao sistema. 
 - Limitação de força (ou torque): 
Há possibilidade de se limitar a força máxima de um cilindro, ou torque máximo de 
um motor, pela válvula de segurança, e se existir a necessidade de um limite mais baixo para 
um movimento do que para outro, pode-se utilizar uma válvula redutora de pressão. 
- Dimensões reduzidas: 
Como a força e a velocidade dos atuadores dependem apenas de pressão e vazão 
respectivamente, o peso e o tamanho dos componentes hidráulicos são reduzidos em relação 
aos equivalentes equipamentos mecânicos e elétricos da mesma potência.- O óleo hidráulico é um excelente condutor de calor, o que inclusive é um fator importante 
no dimensionamento do reservatório que poderá servir como trocador de calor, etc. 
- Fácil instalação dos diversos elementos, oferecendo grande flexibilidade, inclusive em 
espaços reduzidos. O equivalente em sistemas mecânicos já não apresenta esta 
flexibilidade. 
- São sistemas auto-lubrificados, não ocorrendo o mesmo com os mecânicos ou elétricos. 
- Tem pequeno peso e tamanho com relação a potência consumida em comparação aos 
sistemas elétrico e mecânicos. 
- Parada instantânea. Se pararmos instantaneamente um motor elétrico, podemos danificá-
lo ou queimar o fusível. Da mesma forma as máquinas não podem ser paradas 
bruscamente e ter seu sentido de rotação invertido, sem a necessidade de se dar a partida 
novamente. Entretanto, um atuador hidráulico pode ser parado sem danos quando 
sobrecarregado, e começar imediatamente assim que a carga for reduzida. Durante a 
parada, a válvula de segurança simplesmente desvia, a vazão da bomba ao tanque. 
 
12.7.2- Desvantagens do sistema hidráulico 
 
- Seu custo inicial é mais alto em comparação aos sistemas mecânicos e elétricos. 
- Perigos de incêndios, pois o óleo, normalmente é inflamável. Atualmente tem-se 
empregado em certos casos fluidos resistentes ao fogo que, na realidade, apenas evitam a 
propagação do fogo. 
- O rendimento global de um sistema hidráulico, sem levar em consideração o rendimento do 
motor que aciona a bomba, varia, em função dos componentes especificados, de 80% a 90%. 
São três os fatores responsáveis pela variação do rendimento: 
 - Vazamentos internos em todos os componentes, esses vazamentos 
são necessários para promover a lubrificação das partes móveis dos diversos componentes. 
 - Perda de energia provocada pelas perdas de carga nos tubos e 
válvulas, com o conseqüente aquecimento do óleo. 
 - Várias transformações do estado da potência, a bomba recebe em seu 
eixo potência mecânica, a transforma em potência hidráulica e o atuador recebe a potência 
hidráulica e a transforma novamente em mecânica. 
 
12.8- Um pouco de História 
 
A hidráulica data de milhares de anos atrás, em sistemas de abastecimento de água e 
irrigação. Compreendia-se, antigamente, por isso, todas as leis e comportamentos 
relativos a água. 
Antes do século XV, época que Leonardo da Vinci era o gênio da Europa, o conceito 
de pressão era virtualmente desconhecido. Embora ele tivesse apresentado várias sugestões 
de projetos de máquinas hidráulicas, não conseguiu desenvolver um conceito claro de 
pressão. Mais de cem anos depois o italiano Torricelli observou o princípio de barômetro de 
mercúrio e relacionou ao peso da atmosfera. Baseando-se na descoberta de Torricelli, o 
cientista francês Blaise Pascal descobriu o princípio da alavanca hidráulica conhecido como 
Lei de Pascal (sec. XVII). 
 
12.8.1- A lei de Pascal: 
 
"A Pressão exercida em um ponto qualquer de um fluido em repouso transmite-se 
integralmente a todos os pontos do fluido e atua perpendicularmente contra as paredes do 
recipiente que o contém". 
Este preceito explica o fato de uma garrafa de vidro quebrar-se caso sua rolha seja 
forçada a entrar, com o recipiente completamente cheio: o fluido, praticamente 
incompressível, transmite a pressão aplicada pela rolha ao fundo da garrafa, como a área do 
fundo é muito maior que a rolha, produz-se uma força no fundo, excessivamente alta a ponto 
de quebrá-la. 
 
Figura 1 - A pressão (força por unidade área) é transmitida em todos os sentidos de um 
líquido confinado. 
 
Talvez, pela simplicidade da Lei de Pascal, é que o homem não percebeu o seu 
enorme potencial por dois séculos. Somente, no princípio da Revolução Industrial, é que um 
mecânico britânico, Joseph Bramah, veio a utilizar a descoberta de Pascal para desenvolver 
uma prensa hidráulica. 
Bramah, conclui que, se uma força moderada aplicada a uma pequena área, produz-se 
proporcionalmente, uma força maior numa área maior, o único limite à força de uma 
máquina seria a área em que se aplicasse a pressão. A figura demonstra como Bramah 
aplicou o princípio de Pascal à prensa hidráulica. 
 
Figura 2 - A alavanca hidráulica. 
 
A força aplicada é a mesma utilizada na rolha e o pistão menor tem a mesma área, ou 
seja, 1cm². O pistão maior tem 10cm². 
O pistão maior é empurrado com 10kgf numa área de 1cm², para que possa suportar 
um peso de 100kgf. Observa-se que as forças que equilibram este sistema são proporcionais 
às áreas dos cilindros. Assim sendo, se a área de saída for de 200 cm², a força de saída será 
de 200 kgf (no caso, a cada cm² correspondem 10 kgf). Este é o princípio de operação de um 
macaco hidráulico ou de uma prensa hidráulica. É interessante notar a semelhança entre a 
prensa simples e uma alavanca mecânica (vista B). 
12.9- Definição de pressão 
 
Somente para sistemas estáticos: 
 
A
FP = 
 
Unidades: bar; 2cm
kgf ; 2m
N = Pa; 2ft
lbf ; 2in
lbf = psi ; atm ; mmHg ; mca 
 
12.10- Pressão numa coluna de fluido 
 
Em uma coluna de fluido ocorre uma pressão como conseqüência do peso da massa 
de fluido sobre uma determinada área. A pressão é dependente da altura (h) da coluna, da 
densidade (ρ) e da aceleração da gravidade(g). 
 
Pressão de coluna = ρ. g. h = h . γ 
 
Figura 3 - Pressão hidrostática. 
 
Tomando recipientes de formas diferentes, cheios com o mesmo fluido, a pressão, em um 
determinado ponto, dentro do fluido, depende apenas da altura da coluna acima do ponto. 
A pressão hidrostática exerce uma força sobre o fundo do reservatório. 
Caso a pressão, conforme mostra a figura, atua sobre superfícies iguais ( A1 = A2 = A3 ), as 
forças resultantes serão também iguais. (F1 = F2 = F3). 
 
12.11- Princípio da multiplicação de pressão 
 
Figura 4 - Multiplicador de pressão. 
 
Dois êmbolos de diâmetros diferentes são unidos entre si por uma haste. Atuando-se 
com a pressão P1 sobre a área A1, temos no êmbolo maior a força F1. A força F1 é 
transmitida pela haste ao êmbolo menor. Essa força age sobre a superfície A2 e provoca a 
pressão P2. Eliminando o atrito, teremos: 
 
F1 = F2 = F 
 
P1 . A1 = P2 . A2 
 
Com isso teremos: P1 . A1 = F1 
 
 P2 . A2 = F2 
 
Ou então: 
2
1
P
P
 = 
1
2
A
A
 
 
Em um multiplicador de pressão, as pressões são inversamente proporcionais às áreas. 
 
12.12- Conservação de energia 
 
Uma lei fundamental da física afirma que a energia não pode ser nem criada nem 
destruída. 
A energia provém da natureza. Podemos fazer a transformação da energia. 
Um princípio anunciado por Lavoisier: “Na natureza nada se cria e nada se perde 
tudo se transforma”. 
É comum vermos em sistemas hidráulicos a energia elétrica transformada em 
mecânica e esta última transformada em hidráulica. 
A multiplicação de forças não é o caso de se obter alguma coisa por nada. O pistão 
maior, movido pelo fluido deslocado do pistão menor, faz com que a distância de cada pistão 
se movimente inversamente proporcional às suas áreas. O que se ganha com relação a força 
tem que ser sacrificado em distância ou velocidade. 
Observa-se que a hidráulica obedece ao “Princípio da Alavanca”. 
 
 Figura 2.1 – A energia não pode ser criada nem destruída. 
 
 
 
 
 
 
 
12.13- Como é gerada a pressão? 
 
A pressão resulta da restrição ou resistência oferecida ao fluxo do fluido ou da 
resistência à força que tenta fazer o líquido fluir. A resistência é função de: 
- da carga de um atuador; 
- de umarestrição (ou orifício) na tubulação; 
- estreitamento da passagem ou de obstáculos nos elementos de trabalho e nas 
seções de passagem dos condutores e aparelhos. 
 
Figura 5 - Pressão causada por uma restrição e limitada por uma válvula controladora 
de pressão. 
 
12.14- Fluxo em paralelo 
 
Quando houver duas vias de fluxo paralelas, cada qual com resistências ao 
escoamento diferentes, a pressão aumentará até vencer a resistência menor, quando ocorrerá 
fluxo pela via correspondente. Costuma-se dizer que os fluidos "escolhem os caminhos mais 
fáceis". 
 
 
Figura 6 - Fluxo em paralelo. 
 
12.15- Fluxo em série 
 
Quando resistências ao fluxo, estão ligadas em série, somam-se pressões. 
A figura mostra as mesmas válvulas da figura anterior, porém ligadas em série. Os 
manômetros, localizados nas linhas, indicam a pressão suficiente para superar cada 
resistência da válvula, mais a contrapressão que cada válvula sucessiva oferece. A pressão no 
manômetro da bomba indica a soma das pressões necessárias para abrir cada válvula 
individualmente. 
 
 
Figura 7 - Fluxo em série. 
 
12.16- Princípio de fluxo 
 
Num sistema hidráulico a força é transmitida só pela pressão, o fluxo provoca o 
movimento dos atuadores. A bomba é responsável pelo fornecimento de óleo, produzindo-se 
assim um fluxo. 
Há duas maneiras para medir fluxo de um fluido: 
 
12.16.1- Vazão e velocidade 
 
12.16.1.1- Velocidade: É a distância que as partículas percorrem em uma unidade de tempo. 
Sua unidade no Sistema Internacional é (m/s). 
- Velocidade de um atuador: 
A velocidade com que um cilindro se desloca ou um motor gira depende de seu 
tamanho e da vazão de óleo que está recebendo. 
Velocidade (V) depende da vazão (Q) e independe da pressão (P) 
Força (F) depende da pressão (P) e independe da vazão (Q). 
- Velocidade na tubulação: 
A velocidade com que o fluido hidráulico passa pela tubulação é um fator importante 
de projeto, pelo efeito que a velocidade causa sobre o atrito. 
Geralmente, a faixa de velocidade recomendada pelo fabricante é: 
 
VICKERS 
- Linha de sucção = 6 a 12 dm/s 
- Linha de pressão e retorno = 20 a 60 dm/s 
 
RACINE 
- Sucção e preenchimento: 60,96 a 121,92 cm/s 
- Retorno: 304,8 a 457,20 cm/s 
- Para pressão abaixo de 210 bar: 762,2 a 914,14 cm/s 
- Para pressão acima de 210 bar: 457,2 a 509,6 cm/s 
 
12.16.1.2- Vazão: É o volume que atravessa uma seção de tubo em uma unidade de tempo. 
Sua unidade no Sistema Internacional é (m3/s). Conforme varia a seção transversal de uma 
tubulação a velocidade média das partículas do fluido varia inversamente, apesar de a vazão 
ser constante. 
Se um fluido flui por um tubo com vários diâmetros, o volume que passa em uma unidade de 
tempo é o mesmo, independente da seção. A velocidade do fluxo varia, a vazão não. 
 
t
VQ = 
Onde: 
Q = vazão (L3/t) 
V = volume (L3) 
t = tempo (t) 
A = área da seção transversal (L2) 
s = curso (L) 
v = velocidade (L/t) 
V = (A. s) 
 
 
 
Substituindo na fórmula da vazão: 
t
sAQ ×= 
O curso s na unidade de tempo t é: 
t
sv = 
De onde podemos ter, com: 
vAQ ×= Equação da continuidade. 
2211 vAvA ×=× 
21 QQ = 
 
Figura 8 - Leis da vazão. 
 
 
Figura 9 - Vazão e velocidade. 
 
12.16.2- Atrito e Escoamento: 
 
- Atrito: A energia hidráulica ao ser transmitida pela tubulação acarreta sempre uma perda 
de carga. Visto que nas paredes do tubo e no próprio líquido se produz atrito, que por sua 
vez, gera calor. Uma perda de energia hidráulica significa uma perda de pressão do 
líquido hidráulico. 
 
Figura 10 - Atrito e queda de pressão. 
 
A determinação da perda de carga é importante para saber se a pressão fornecida ao 
sistema é ou não suficiente para aquilo que o sistema se propõe. 
As restrições (curvas, estrangulamentos, etc.) contribuem grandemente para a perda 
de carga no sistema e conseqüentemente aquecimento do óleo. 
Influem na perda de carga: 
- Velocidade do fluxo. 
- Tipo de fluxo (laminar ou turbulento). 
- Diâmetro do tubo. 
- Viscosidade do líquido. 
- Rugosidade do tubo. 
- Volume de passagem. 
- Restrições (válvulas, acessórios, etc.). 
 
O atrito cria turbulência no fluido oferecendo resistência ao fluxo, o que resulta numa 
queda de pressão ao longo da linha. 
O ideal para circuitos óleo hidráulicos é que o regime de escoamento seja laminar, (R 
≤ 2000, menor perda de carga), pois, em escoamento de regime turbulento, as perdas de 
carga são maiores, sempre que possível, deve-se evitar o emprego de restrições ou curvas 
abruptas nos circuitos. 
 
12.16.3 - Queda de pressão através de uma restrição (orifício): 
 
Esta perda de pressão nas restrições ou estreitamentos, devido a conversão de energia 
de pressão em energia térmica, são provocadas em alguns casos, deliberadamente (p.ex.: na 
válvula redutora de pressão), mas não se deseja que nos estreitamentos, haja perda de 
pressão por aquecimento. Todo líquido hidráulico se aquece, pois durante o trabalho, o 
líquido passa por muitos estreitamentos que existem nos elementos hidráulicos. 
Na interrupção do fluxo, o líquido para: estando em repouso, não se produz atrito. 
Conseqüentemente, a pressão é a mesma antes e depois do ponto de estrangulamento. 
Quanto maior for o fluxo maior será a queda de pressão (P). 
 
 
Figura 11 - Queda de pressão e fluxo de óleo através de uma restrição. 
 
Nos líquidos em movimento, podemos notar que os processos são mais complexos, 
pois podemos verificar que o dobro da diferença de pressão (P), não significa que a vazão se 
duplique como ocorre na eletrotécnica, onde o dobro da tensão significa o dobro da corrente. 
Uma expressão que demonstra a relação da vazão e a queda da pressão é: 
 
Onde: 
α = Fator hidráulico (0,6 a 0,9), valor dependente da viscosidade e da forma do 
estreitamento. 
A = Superfície do estreitamento em (m²). 
p = Queda de pressão em (Pa). 
ρ = Massa específica ou densidade absoluta em (kg/m³). 
Podemos também usar a seguinte expressão reduzida: 
 
Ou seja, a vazão em um estreitamento não tem um comportamento linear em relação a queda 
de pressão. Notamos que a curva característica é uma parábola. 
 
Conclusão: O valor exato da vazão a ser ajustada é obtido de forma experimental. 
 
12.16.4- Tipos de escoamentos: 
São dois tipos de fluxos de fluidos: 
 
 12.16.4.1- Fluxo laminar: 
Em um fluxo laminar, as moléculas do fluido se movem até determinadas 
velocidades, de uma forma mais ou menos ordenada, em camadas estáveis. Não há 
interferência entre as moléculas, nem tampouco influem em seu movimento. 
 
Figura 12 - Fluxo laminar. 
 
12.16.4.2- Fluxo turbulento: 
Caso a velocidade aumenta a seção de passagem não varia, a partir de certa 
velocidade (velocidade crítica) o fluxo se transforma em um movimento desordenado, 
turbulento. As moléculas já não se movem mais ordenadamente em uma direção geral, mas 
sim de forma irregular, influenciando o movimento das outras. 
 
 
Figura 13 - Fluxo turbulento. 
 
As resistências ao fluxo aumentam e as perdas hidráulicas crescem. Por esses 
motivos, o fluxo turbulento é indesejável em instalações hidráulicas. 
 
12.17- Principio de Bernoulli 
 
A lei da conservação da Energia nos diz que em um fluxo, a energia permanece 
constante, enquanto não houver troca de energia com o exterior. 
Deixando de lado as formas de energia que não se modificam no fluxo de um fluido, 
podemos dividir a energia total desta forma. 
 
Energia potencial: energia de posição em função da altura da coluna de fluido. Energia de 
pressão(pressão estática). 
 
Energia cinética: energia de movimento em função da velocidade do fluxo (pressão 
dinâmica). 
 
Equação de Bernoulli. 
teconsHvgzP tan
2
2
==⎟⎟⎠
⎞
⎜⎜⎝
⎛ ++ρ 
 
 
Com relação à energia de pressão estática teremos: 
2
2
vPhgPP stt ⋅+⋅⋅+= ρ 
Onde: 
Pt = pressão total. 
 Pst = pressão estática. 
 ρ.g.h = pressão da coluna de fluido. 
 2
2
vP ⋅ = pressão dinâmica. 
 
Observando-se a equação da continuidade e a equação de energia, podemos deduzir 
que quando se diminui a seção transversal de passagem, a velocidade aumenta, com isso 
aumenta também a energia cinética. 
Já que a quantidade de energia total permanece constante, é necessário que se 
reduzam a energia de posição ou de pressão, ou ambas. 
A energia de posição, no entanto, varia de forma desprezível nestes casos. 
Com isso a pressão estática tem que variar em função da pressão dinâmica e esta em 
função da velocidade. 
 
 
Figura 14 - A altura das colunas de fluido representa as pressões em cada posição. 
 
12.18- Perda de carga na linha de pressão de um sistema hidráulico 
 
 Durante o escoamento do fluido através do sistema hidráulico, pode ocorrer uma 
perda de pressão (mais comumente denominada perda de carga), que é devida a vários 
fatores. Todos esses fatores entram no cálculo de perda de carga no sistema hidráulico que é 
feito da seguinte maneira: 
 
215915
1.
9266
...
2 ρv
D
Lf=∆Ρ 
 
Onde: 
∆P = perda de carga do sistema em (bar) 
f = fator de fricção (número puro) 
L = L1 + Ls = comprimento total da tubulação em (cm) 
L1 = comprimento da tubulação retilínea em (cm) 
Ls = comprimento equivalente das singularidades em (cm) 
D = diâmetro interno da tubulação em (cm) 
v = velocidade de escoamento do fluido em (cm/s) 
ρ = massa específica ou densidade absoluta do fluído em (kg/m 3 ). 
215915x9266 = fator de conversão para a uniformização das unidades. 
 
12.18.1- Determinação do fator “f”: 
 
 Esse fator “f” é devido a temperatura do fluido e rugosidade interna do duto, isto é 
quanto mais rugoso for internamente o duto, maior dificuldade terá o óleo para escoar. 
 
R
Xf = 
 
X = 64 para tubos rígidos e temperatura constante. 
X = 75 para tubos rígidos e temperatura variável ou para tubos flexíveis e temperatura 
constante. 
X = 90 para tubos flexíveis e temperatura variável. 
 
Re = número de Reynolds 
Re = υ
Dv. , onde: 
v = velocidade do fluido em (cm/s). 
D = diâmetro interno da tubulação em (cm). 
ν = viscosidade cinemática do fluido em Stokes (cm²/s). 
 
0 ≤ Re ≤2300 escoamento laminar. 
2300 ≤ Re ≤ 4000 zona de transição. 
Re ≥4000 escoamento turbulento. 
 
12.18.2- Determinação de Ls, L1 e L: 
 
 Como salientamos anteriormente, restrições, curvas, bifurcações, etc., causam perda 
de carga e aquecimento do fluido. A esse tipo de perda de carga, damos o nome de perda de 
carga localizada. 
 Podemos observar, então, que as curvas de 90,45° ou 30°, bifurcações, cotovelos, 
etc., também fornecem certa resistência ao fluxo de óleo, ocasionando, portanto, outra perda 
de carga localizada. Como é muito difícil se estabelecer uma queda de pressão para cada tipo 
de cotovelo ou curva, etc., o que se costuma fazer é transformar, em cálculos, esse cotovelo 
ou curva em um “comprimento equivalente” de canalização retilínea, e para tal, existem 
tabelas que nos auxiliam nestas transformações. 
 Saliente-se que estes cotovelos, curvas, registros, etc., são denominados de 
singularidades. 
 
12.18.3- Determinação de “D”: 
 
 O diâmetro da tubulação é determinado a partir do cálculo da área da seção do duto 
“A” obtido através da vazão e velocidade do fluxo do fluido. Assim, temos que: 
 
 Q = v. A ∴ A = 
v
Q 
 
 Como a perda de carga que está nos interessando ocorre em linhas de pressão, 
adotamos a velocidade “v” recomendada de 15 ft/s ou 457,20 cm/s. 
 
 Portanto, 
 
 A = 
20,457
)/( 
15
)/( 33 scmQAousftQ = 
 Uma vez determinado “A”, sabemos que: 
 
 A = π π π
. . .D D A D A
2
2
4
4 4∴ = ∴ = 
Ou ainda, 
 D = 1,128 A 
 
12.18.4- Determinação de v: 
 
 A velocidade do fluido deverá ser aquela recomendada (15ft/s ou 457,20cm/s em 
linhas de pressão). 
 Existe um motivo para essa recomendação. Como vimos anteriormente, para que não 
ocorra uma grande perda de carga no sistema, o escoamento deverá ser laminar e o número 
de Reynolds deverá estar abaixo de 2300. Experimentalmente verificou-se que para que essa 
condição seja observada, as velocidades deveriam ser aquelas recomendadas pelos 
fabricantes. 
 
12.18.5- Determinação de γ : 
 
Gama (γ ) é o peso específico do fluido em (Kgf/m 3 ). 
 
12.18.6- Procedimento de cálculo: 
 
1. Determine “f”. 
2. Determine “Ls” e as perdas localizadas em válvulas especiais, através dos catálogos 
do fabricante. Adicione “Ls” a “L1” para obter “L”. 
3. Determine P e efetue a soma deste cálculo com as perdas de carga localizadas nas 
válvulas especiais para obter a perda de carga total no sistema. 
4. Uma vez determinada a perda de carga total, verifique se a mesma não influirá no 
sistema. Por exemplo, se nosso sistema precisa de 190 bar para executar um 
determinado trabalho enquanto que fornecemos 210 bar e temos uma perda de carga 
de 30 bar a pressão útil disponível será: P = 210 - 30 = 180 bar, insuficiente para o 
trabalho que o sistema hidráulico se propõe a fazer, pois é menor do que a pressão 
necessária de 190 bar. 
 
12.18.7- Perda térmica: 
 
A perda térmica gerada em um sistema hidráulico caracteriza-se pela perda de 
potência que pode ser vista em termos de taxa de calor gerada devido às perdas de carga. 
 É importante salientar que essa taxa de calor propaga-se pelas tubulações por meio do 
sistema, elevando a temperatura do fluido em movimento. Daí a necessidade das chicanas 
(aletas) no interior do reservatório. Porém, se a magnitude dessa taxa de calor atinge valores 
relativamente grandes e não consegue ser dissipada na recirculação pelo tanque, tornar-se-á 
necessário o uso de um trocador de calor, que pode ser dimensionado a partir dessa taxa de 
calor conhecida. Assim: 
 
 q = 1,434 * ∆PT* QB 
Em que: 
 
• ∆PT = Perda de carga total [bar] 
• QB = Vazão fornecida pela bomba hidráulica [l/min] 
• q = Perda térmica [Kcal/h] 
• 1,434 = Fator de Conversão 
• 
Observação: Apesar de parecer trabalhoso efetuar o dimensionamento dos atuadores, 
tubulações e perda de carga, de acordo com esses procedimentos, é certo que eles conduzem 
a uma completa otimização do sistema. Em outras palavras, o sistema resultará mais 
compacto e certamente de custo menor. 
 
 
 
 
 
12.18.8- Tabela de perda de Carga: 
 
Comprimentos Equivalentes a perdas localizadas 
(em polegadas de canalização retilínea) 
 
DIÂMETRO 
Cotovelo 
90º 
Raio 
Longo 
Cotovelo 
90º 
Raio 
Médio 
Cotovelo
90º 
Raio 
Curto 
Cotovelo
45º 
Curva 
90º 
Raio 
Longo 
Curva 
90º 
Raio 
Curto 
Curva 
45º 
Entrada 
normal 
Entrada 
de borda 
mm Pol. 
3,175 1/8 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 3,94 
6,350 1/4 7,87 7,87 11,81 3,94 3,94 7,87 3,94 3,94 7,87 
9,525 3/8 7,87 11,81 15,75 7,87 7,87 7,87 7,87 7,87 11,81 
12,700 1/2 11,81 15,75 19,69 7,87 7,87 11,81 7,87 7,87 15,75 
15,875 5/8 11,81 19,69 23,62 7,87 7,87 11,81 7,87 7,87 15,75 
19,050 3/4 15,75 23,62 27,56 11,81 11,81 15,75 7,87 7,87 19,76 
22,225 7/8 15,75 23,62 27,56 11,81 11,81 15,75 7,87 7,87 23,62 
25,400 1 19,69 27,56 31,50 15,75 11,81 19,69 7,87 11,8127,56 
28,575 1,1/8 23,63 31,50 39,37 19,69 15,75 23,62 11,81 15,75 31,50 
31,750 1,1/4 27,56 35,43 43,31 19,69 15,75 23,62 11,81 15,75 35,43 
34,925 1,3/8 31,50 39,37 47,24 23,62 19,69 27,50 11,81 15,75 39,37 
38,100 1,1/2 35,43 43,31 51,18 23,62 19,69 27,50 11,81 19,96 39,37 
41,275 1,5/8 39,37 47,24 55,12 27,56 19,69 31,50 11,81 23,62 43,31 
44,450 1,3/4 43,31 51,18 59,06 27,56 23,62 31,50 15,75 23,62 51,18 
47,625 1,7/8 43,31 51,18 62,99 31,50 23,62 35,43 15,75 27,56 55,12 
50,800 2 43,31 55,12 66,93 31,50 23,62 35,43 15,75 27,56 59,06 
57,150 2,1/4 47,24 62,99 74,80 35,43 27,56 39,37 19,69 31,50 66,93 
63,500 2,1/2 51,18 66,93 78,74 35,43 31,50 39,37 19,69 35,43 74,80 
69,850 2,3/4 59,06 74,80 90,55 43,31 35,43 47,24 23,62 39,37 82,68 
76,200 3 62,99 82,68 98,43 47,24 39,37 51,18 23,62 43,31 86,61 
82,550 3,1/4 66,93 86,61 106,30 51,18 43,31 55,12 23,62 47,24 98,43 
88,900 3,1/2 74,80 94,49 118,11 55,12 47,24 59,06 27,56 55,12 106,30 
95,250 3,3/4 78,74 98,43 125,98 55,12 47,24 59,06 27,56 59,06 118,11 
101,600 4 82,68 102,36 133,86 59,06 51,18 62,99 27,56 62,99 125,98 
107,950 4,1/4 90,55 110,24 141,73 62,99 55,12 66,93 31,50 66,93 133,86 
114,300 4,1/2 94,49 125,98 149,61 66,93 59,06 74,80 31,50 70,87 141,73 
120,650 4,3/4 102,36 133,86 157,48 70,87 59,06 78,74 35,43 74,80 149,61 
127,000 5 107,75 145,67 165,35 74,80 62,99 82,68 35,43 78,74 157,48 
 
 
 
 
 
 
 
 
DIÂMETRO 
Registro
de gaveta
Registro 
de globo 
Registro
de ângulo
Tê de 
passagem
direta 
Tê de 
saída 
lado 
Tê de 
saída 
bi-lateral
Válvula 
de 
pé e 
crivo 
Saída 
de 
Canali- 
zação. 
Válvula 
de 
Retenção 
tipo 
leve 
Válvula 
de 
Reten- 
ção tipo
pesada
mm Pol. 
3,175 1/8 3,94 31,50 27,56 3,94 11,81 11,81 35,43 3,94 11,81 15,75 
6,350 1/4 3,94 94,49 51,18 3,94 19,69 19,69 70,87 7,87 19,69 31,50 
9,525 3/8 3,94 145,67 78,74 7,87 31,50 31,50 106,30 11,81 31,50 47,24 
12,700 1/2 3,94 192,91 102,36 11,81 39,37 39,37 141,73 15,75 43,31 62,99 
15,875 5/8 3,94 228,35 122,05 11,81 47,24 47,24 181,10 15,75 55,12 78,74 
19,050 3/4 3,94 263,78 141,73 15,75 55,12 55,12 220,47 19,69 70,87 94,48 
22,225 7/8 3,94 291,34 161,42 15,75 59,06 59,06 251,97 19,69 74,80 110,24 
25,400 1 7,87 322,63 181,10 19,69 66,93 66,93 287,40 19,69 82,62 125,98 
28,575 1,1/8 7,87 385,83 220,47 23,62 78,74 78,74 342,52 27,56 94,45 141,73 
31,750 1,1/4 7,87 444,88 220,47 27,56 90,55 90,55 393,70 35,43 106,30 157,48 
34,925 1,3/8 11,81 488,19 263,78 31,50 106,36 106,36 425,20 39,37 118,11 173,23 
38,100 1,1/2 11,81 527,56 263,78 35,43 110,24 110,24 456,69 39,37 125,98 188,98 
41,275 1,5/8 11,81 566,93 283,46 39,37 118,11 118,11 480,31 43,31 137,80 204,72 
44,450 1,3/4 15,75 606,30 299,21 39,37 125,98 125,98 492,18 51,18 145,67 220,47 
47,625 1,7/8 15,75 645,67 318,90 43,31 129,92 129,92 511,81 55,12 157,48 236,22 
50,800 2 15,75 685,04 334,65 43,31 137,80 137,80 551,18 59,06 465,35 251,97 
57,150 2,1/4 15,75 755,90 366,14 47,24 153,54 153,54 610,24 66,93 185,04 287,40 
63,500 2,1/2 15,75 826,77 393,70 51,18 169,29 169,29 669,29 74,80 204,72 318,90 
69,850 2,3/4 19,69 944,88 452,75 59,06 188,98 188,98 728,35 82,68 228,35 350,39 
76,200 3 19,69 1.023,62 511,81 62,99 204,72 204,72 787,40 86,61 248,03 381,89 
82,550 3,1/4 23,62 1.102,36 551,18 66,93 220,47 220,47 818,90 98,43 267,72 413,39 
88,900 3,1/2 23,62 1.181,10 590,55 74,80 236,22 236,22 846,46 106,30 291,34 444,88 
95,250 3,3/4 27,56 1.259,84 629,92 78,74 248,06 248,06 885,83 118,11 311,02 476,38 
101,600 4 27,56 1.338,58 669,29 82,68 263,78 263,78 905,51 125,98 330,71 507,87 
107,950 4,1/4 31,50 1.429,13 708,66 90,55 279,53 279,53 976,38 133,86 350,39 539,37 
114,300 4,1/2 31,50 1.515,75 748,03 94,49 299,21 299,21 1.043,31 141,73 370,08 570,87 
120,650 4,3/4 35,43 1.606,30 787,40 102,36 314,96 314,96 1.114,17 146,61 389,76 602,36 
127,000 5 35,43 1.692,91 826,77 106,30 330,71 330,71 1.181,10 157,48 409,45 633,86 
 
12.19- Trabalho e energia 
 
W = F.d (movimenta uma força a uma certa distância) 
t
WP = (velocidade em que o W é realizado) 
t
dFP = VFP ⋅= 
 
12.19.1- Potência Hidráulica: 
 
No motor elétrico: 
 
P(W) = V (volts). I (Ampéres) 
 
Na bomba: 
 
t
smQPaPWP η
)/()()(
3⋅= 
ηt = ηv x ηhm 
ηt = rendimento total. 
ηv = rendimento volumétrico (devido a fuga de líquido nas bombas e motores). 
ηhm = rendimento hidráulico-mecânico ( devido ao atrito nas bombas). 
 
426
)()/()(
2 lpmQcmkgfPcvP ⋅= 
1 cv = 4500 Kgfm/min = 75 Kgfm/s = 736 W = 10,52 Kcal/min = 41,8 Btu/min 
 
12.20- Fluidos Hidráulicos 
 
A escolha e o cuidado com o fluido hidráulico para uma máquina terão um efeito 
importante no seu desempenho e na vida dos seus componentes. 
Aqui, encontraremos os fatores básicos envolvidos na escolha de um fluido e sua 
utilização adequada. 
O fluido no uso geral em hidráulica se refere ao líquido utilizado com meio de 
transmitir energia, seja ele um óleo mineral especialmente composto ou um fluido especial 
resistente ao fogo, que pode ser um composto sintético. 
 
12.20.1- Funções dos fluidos hidráulicos: 
 
O fluido hidráulico tem 4 funções básicas: 
- Transmissão de Energia 
Como meio de transmitir energia, o fluido precisa circular livremente nas linhas e 
passagens dos componentes. Muita resistência ao fluxo, cria uma perda de energia 
considerável. O fluido também precisa ser o mais incompressível possível para que a ação 
seja instantânea a partir de um comando. 
- Lubrificação das Peças Móveis 
Na maioria dos componentes hidráulicos, o fluido fornece a lubrificação interna. Os 
elementos da bomba e outras peças de desgaste deslizam sobre uma película de fluido. 
Para maior durabilidade dos componentes o óleo precisa possuir os aditivos 
necessários para assegurar as características antidesgaste. Nem todos os óleos hidráulicos 
contêm esses aditivos. 
A Vickers recomenda a nova geração de óleos hidráulicos industriais por conterem 
quantidades adequadas de aditivos antidesgaste. 
Para serviço geral em hidráulica, estes óleos oferecem proteção superior contra o 
desgaste de bombas, motores e durabilidade no serviço. 
Além disso, fornecem boa demulsibilidade (capacidade de isolar água) além de 
proteção contra a ferrugem. 
Esses óleos são conhecidos geralmente como óleos hidráulicos do tipo antidesgaste. 
A experiência demonstrou que o óleo automotivo tipo "MS" (viscosidade SAE 10 W E 20 
W) é excelente para o serviço hidráulico severo onde deve ter ausência ou pouca presença de 
água. 
O único efeito adverso é que seu aditivo detergente tende a manter a água em 
emulsão e impedir a separação desta, mesmo em longo prazo. 
É preciso notar que são poucos os problemas causados pela água no uso desses óleos 
nos sistemas hidráulicos. 
A condensação normal não tem sido um problema. Os óleos "MS" são altamente 
recomendados para os sistemas hidráulicos de equipamento móbil (tratores, 
guindastes, empilhadeiras etc). 
- Vedação das folgas entre estas peças 
Em muitos casos, o fluido é a única vedação contra a pressão dentro de um 
componente hidráulico. O ajuste mecânico preciso e a viscosidade de óleo determina o 
índice de vazamento. 
- Resfriar ou dissipar o calor 
 A circulação do óleo através das linhas e ao redor das paredes do reservatório, 
dissipa o calor gerado no sistema. 
 Complementando essas funções básicas, o fluido hidráulico, deverá ter vários outros 
requisitos de qualidade, que freqüentemente resultam de uma composição especial e nem 
sempre existentes em todos os fluidos, tais como: 
- Impedir ferrugem. 
- Impedir a formação de lodo, goma e verniz. 
- Diminuir a formação de espuma. 
- Manter-se estável e conseqüentemente reduzir o custo de manutenção. 
- Manter umíndice de viscosidade relativamente estável, numa ampla faixa de temperaturas. 
- Impedir a corrosão e erosão. 
- Separar a água. 
- Compatibilidade com as vedações e gaxetas. 
 
12.20.2- Propriedades dos fluidos hidráulicos 
 
 Vamos considerar as propriedades de um fluido hidráulico, que permitem executar as 
funções primárias e satisfazer alguns ou todos os requisitos de qualidade. 
 Viscosidade é um termo que classifica os fluidos em função de sua fluidez. 
 Se um fluido escoa facilmente, sua viscosidade é baixa. Pode-se dizer que o fluido é 
fino ou pouco encorpado. 
 Um fluido que escoa com dificuldade tem alta viscosidade. Pode-se dizer que seja 
grosso ou muito encorpado. 
Para qualquer máquina hidráulica, a viscosidade do fluido deve ser um compromisso. 
É desejável uma alta viscosidade para manter a vedação entre superfícies justapostas. 
Entretanto, uma viscosidade muito alta aumenta o atrito, resultando o seguinte: 
- Alta resistência ao fluxo. 
- Aumento de consumo de energia devido as maiores perdas do atrito. 
- Alta temperatura causada pelo atrito. 
- Maior queda de pressão devido a resistência. 
- Possibilidade de operação vagarosa. 
- Dificuldade em separar o ar do óleo no reservatório. 
Se a viscosidade for baixa demais: 
- O vazamento interno aumenta. 
- Desgaste excessivo ou talvez engripamento, sob carga pesada, devido à decomposição 
química da película de óleo entre as peças móveis. 
- Pode reduzir o rendimento da bomba, com uma operação mais lenta do atuador. 
- Aumento de temperatura devido a perdas por vazamento. 
 
12.20.2.1- Índice de viscosidade: 
 
O índice de viscosidade é uma medida relativa da mudança de viscosidade de um 
fluido com relação às variações de temperatura. 
Um fluido que tem uma viscosidade relativamente estável à variação de temperaturas, 
tem uma alto índice de viscosidade. Um fluido que é espesso, quando frio, e fino, quando 
quente, tem um baixo índice de viscosidade. 
A escala original de índice de viscosidade varia de 0 a 100, representando as 
características desde o pior até o melhor óleo, até então conhecidos. 
 
12.20.2.1.1- Conversão de viscosidades: 
 
Hoje, os aditivos e a técnica de refinaria aumentaram o índice de viscosidade de 
certos óleos até acima de 100. 
Um alto índice de viscosidade é desejável quando o equipamento opera com 
temperaturas extremas. Entretanto, numa máquina que funciona a temperatura relativamente 
constante, o índice de viscosidade do fluido é menos crítico. 
 
12.20.2.2- Ponto de fluidez: 
 
O ponto de fluidez é a temperatura mínima em que um líquido fluirá. É uma 
especificação muito importante se o sistema hidráulico estiver exposto a uma temperatura 
extremamente baixa. Como regra geral, o ponto de fluidez deverá estar 10°C abaixo da 
temperatura mínima de trabalho. 
 
12.20.2.3- Capacidade de lubrificação: 
 
As peças móveis de um sistema hidráulico necessitam uma folga suficiente para se 
movimentarem numa película de fluido. 
Esta condição se chama película de lubrificação. Enquanto o fluido estiver com 
viscosidade adequada, as imperfeições mínimas nas superfícies das peças não se tocam. 
Entretanto, em certos equipamentos de alto rendimento, o aumento da velocidade e 
pressão juntamente com as tolerâncias exigidas, fazem com que a película de fluido fique 
ainda mais fina. Originando-se então a condição limite de lubrificação. Neste ponto, poderá 
haver contato direto do metal com metal nas imperfeições das duas superfícies ajustadas; 
assim, um óleo com propriedades químicas especiais tornara-se necessário. 
 
 
 
Lubrificação de peças com pequenas tolerâncias necessitam de aditivos químicos. 
Figura 15 – Propriedades de lubrificação dos óleos. 
12.20.2.4- Resistência a oxidação: 
 
A oxidação, ou a reação química com oxigênio reduz sensivelmente a vida útil de um 
fluido. Óleos de petróleo são facilmente sujeitos à oxidação, já que o oxigênio se combina 
rapidamente com o carbono e o hidrogênio presentes na composição destes óleos. 
A maioria dos derivados da oxidação são solúveis no óleo, quando então reações 
posteriores ocorrem, formando goma, lodo e verniz. 
Dos produtos da primeira reação, que permanecem no óleo, tem-se ácido em estado 
natural que causa a corrosão no sistema inteiro e aumenta a viscosidade do óleo. A goma 
solúvel, o lodo e o verniz entopem os orifícios, aumentam o desgaste e prendem as válvulas. 
Há sempre um número de catalisadores de oxidação num sistema hidráulico. Calor, 
pressão, água, superfícies metálicas e agitação, são alguns fatores que aceleram a oxidação 
tão logo a mesma se inicie. A temperatura é particularmente importante. 
Os testes demonstram que em temperaturas abaixo de 56°C, a oxidação do óleo é 
lenta. Porém, a faixa de oxidação (ou qualquer outra reação química) duplica 
aproximadamente, para cada aumento de 10°C de temperatura. 
Os fabricantes de óleos hidráulicos incorporam aditivos para que estes resistam à 
oxidação, já que muitos sistemas operam as temperaturas mais altas. 
Esses aditivos: 
- Impedem a oxidação logo no início, ou, 
- Reduzem o efeito dos catalisadores de oxidação. 
 
12.20.2.4.1 - Prevenção da ferrugem e corrosão: 
 
A ferrugem é a reação química do ferro (ou aço) com o oxigênio. A corrosão é reação 
química entre o metal e um produto químico, geralmente um ácido. Os ácidos resultam da 
união química da água com certos elementos. 
Como não é possível evitar que o ar e a umidade penetrem em um sistema hidráulico, 
sempre há condição favorável a ocorrência de ferrugem e corrosão. Durante a corrosão, 
partículas de metal são dissolvidas e se separam do componente. 
A ferrugem e a corrosão contaminam o sistema e aceleram o desgaste, como 
conseqüência ocorre vazamento excessivo nas partes afetadas e podem até causar 
engripamento dos componentes. 
A ferrugem e a corrosão podem ser inibidas pela incorporação de aditivos que 
revestem as superfícies do metal, evitando que estas sejam atacadas quimicamente. 
 
12.20.2.5- Demulsibilidade: 
 
Uma pequena quantidade de água pode ser tolerada na maioria dos sistemas. De fato, 
alguns aditivos contra a ferrugem promovem um grau de emulsificação, ou a mistura com 
alguma água que entra no sistema. Isto impede que a água se assente e penetre através da 
película antiferrugem. Entretanto, muita água no óleo gera uma reunião de contaminantes, 
prendendo válvulas acelerando o desgaste. 
Um óleo hidráulico bem refinado deve ter um alto grau de demulsibilidade, ou 
capacidade de isolar a água. 
 
12.20.2.6- O uso de aditivos: 
 
Como a maioria de propriedades desejáveis de um fluido é devida aos aditivos, pode-
se pensar que os aditivos comerciais deveriam ser incorporados em qualquer óleo para torná-
lo adequado para um sistema hidráulico. 
Os fabricantes, entretanto, advertem esclarecendo que os aditivos têm que ser 
compatíveis com o fluido bem como entre si e mais ainda, que esta compatibilidade não pode 
ser determinada no campo. Salvo se houver laboratório para verificar a compatibilidade, a 
aditivação é competência do fabricante do fluido. 
O óleo derivado de petróleo é, até agora, o mais usado como fluido hidráulico. As 
características ou propriedades dos fluidos de petróleo dependem de 3 fatores: 
- O tipo do óleo cru que é usado. 
- O grau e o método de refinação. 
- Os aditivos usados. 
Geralmente, o petróleo tem uma excelente lubricidade. Alguns óleos crus têm 
propriedades melhores do que o normal, de lubrificação ou antidesgaste. Dependendo do 
trato, alguns óleos crus se destacam em melhor demulsibilidade, mais resistência contra 
oxidação a temperaturas elevadas ou maioríndice de viscosidade que outros. 
O óleo protege naturalmente contra a ferrugem, veda bem, dissipa facilmente o calor 
e é fácil mantê-lo limpo pela filtragem ou separação por gravidade dos contaminantes. A 
maioria das propriedades desejáveis de um fluido, se já não está inclusa no óleo cru, pode ser 
incorporada através de refinação ou aditivação. 
Uma desvantagem do óleo de petróleo é a sua combustibilidade. 
Para aplicações onde há risco de incêndio, tais como tratamento térmico, solda 
elétrica, fundição, forja e muitos outros, vários tipos de fluidos incombustíveis são 
disponíveis. 
 
12.20.3- Fluidos resistentes ao fogo 
 
Entre os fluidos resistentes ao fogo encontramos, mais comumente, os fosfatos de 
ésteres, cloridratos de hidrocarbonos, água glicóis e água em óleo. 
Além de ser resistente ao fogo, esse tipo de fluido possui muitas outras características 
que o difere do óleo mineral. Essas características devem ser levadas em considerações 
quando esse fluido é utilizado. Entre elas podemos incluir: 
 
12.20.3.1 - Características: 
 
Os glicóis com água geralmente têm boas características de resistência contra 
desgaste, desde que as altas velocidades sejam evitadas. 
O fluido tem uma alta densidade (é mais pesado que o óleo), o que pode exigir maior 
depressão na entrada das bombas. Certos metais como zinco, cádmio e magnésio reagem 
com os glicóis e devem ser evitados nos sistemas. 
A maioria dos materiais sintéticos para retentores são compatíveis com o glicol com 
água. Evita-se o uso de asbestos, couro e materiais impregnados de cortiça nos retentores 
rotativos, pois esses tendem a absorver água. 
 
Algumas desvantagens desses fluidos são: 
 
- Necessidade de se verificar com freqüência a porcentagem de água e compensar sua 
evaporação a fim de se conservar a viscosidade desejada. 
- Redução de viscosidade através do uso normal; 
- Ocorre a evaporação de alguns aditivos, reduzindo-se assim a vida útil do fluido e a dos 
componentes. 
- As temperaturas de trabalho precisam ser baixas para que a evaporação seja mínima. 
- O custo inicial e de manutenção, é maior que o dos óleos minerais. 
- Aumento do desgaste do equipamento quando da utilização de base aquosa; 
- Deterioração de pinturas (internas no reservatório) vedações, metais e isolantes térmicos; 
- Separação da base aquosa através das partes móveis dos componentes do sistema. 
Este fluido não combate o fogo, mas impede sua propagação, devido a evaporação da 
água que impede o contato do oxigênio com as chamas. 
 
12.20.3.2- Água glicóis: 
 
As soluções de água glicóis vêm, geralmente, na mistura de 24 a 50% de água com 
etileno ou propileno de glicol. A resistência ao fogo, evidentemente, é devida a água, porém, 
essa resistência decresce e a viscosidade aumenta com a evaporação da água. Assim sendo, 
análises constantes do fluido devem ser feitas a fim de que o sistema hidráulico não seja 
afetado. 
Certos tipos de aditivos auxiliam na lubrificação e agem contra a corrosão que pode 
ser provocada pela evaporação da água. A temperatura de operações do fluido deve ser 
limitada a 50º C a fim de se prevenir uma evaporação excessiva da água, aparecimento de 
espuma e evaporação dos aditivos. Altas temperaturas tendem a formar compostos pastosos 
do fluido que, mesmo com a redução da temperatura, não voltarão à fase líquida. Esses 
compostos pastosos causarão entupimento do filtro e a sucção da bomba será afetada. 
A vida útil da água glicol é bem menor do que a do óleo mineral ou do fluido 
sintético. 
A água adicionada ao sistema deve ser destilada e desionizada a fim de se prevenir a 
falência de metais como o ferro, devido à formação de corrente galvânica no sistema. Por 
essa razão, metais como zinco, cádmio, manganês e outros, não podem estar presentes no 
sistema. 
As impurezas, geralmente, ficam em suspensão, dessa forma uma boa filtragem deve 
ser feita. Em certos casos entretanto, não podemos usar uma malha menor do que 25 µ no 
filtro para evitar problemas de sucção. 
Quando se muda de óleo a base de petróleo para glicol com água num sistema, este 
deve ser inteiramente limpo e enxaguado. Recomenda-se remover a tinta original do interior 
do reservatório substituindo-se as peças de zinco, as banhadas de cádmio e certas conexões 
fundidas. 
Pode ser necessário inclusive substituir as peças de alumínio, a não ser que estas 
estejam bem tratadas, assim como qualquer equipamento que não for compatível com o 
fluido. 
 
12.20.3.3- Emulsões de água em óleo: 
 
Os fluidos do tipo emulsão são os fluidos incombustíveis mais econômicos. Como os 
glicóis, estes dependem do conteúdo de água para torná-los resistentes ao fogo. Além da 
água e do óleo, as emulsões contêm: emulsificadores, estabilizadores e outros aditivos. 
As emulsões de água em óleo são as mais comuns. Partículas de água ficam em 
suspensão numa base predominante de óleo. 
Com o óleo, esses fluidos têm excelente lubricidade e consistência. E mais ainda, a 
água dispersa fornece ao fluido uma melhor capacidade de resfriamento. 
Inibidores da ferrugem são incorporados para ambas as bases, a de água e a de óleo. 
Aditivos antiespumantes são também usados sem dificuldades. 
Essas emulsões geralmente contêm 40% de água. Entretanto, alguns fabricantes 
fornecem um fluido concentrado e o cliente adiciona água quando da instalação. 
Esse tipo de fluido é geralmente uma solução de óleo, água (geralmente a 40%) e um 
emulsificador. A emulsão de água em óleo é o fluido menos dispendioso dos resistentes ao 
fogo. 
Pequenas variações na percentagem de água causam grandes variações na 
viscosidade da solução. 
Algumas considerações levantadas no água glicol também devem ser observadas nas 
emulsões de água em óleo como, por exemplo, os efeitos da temperatura, a ação solvente dos 
emulsificantes e aditivos e a qualidade da água adicionada. 
Os emulsificantes tendem a isolar as impurezas e mantê-las em suspensão, sendo que, 
uma boa filtragem, é recomendada. Filtros químicos não devem ser usados, pois, poderiam 
reter qualquer emulsificante ou aditivo. Os filtros, em geral, não podem ser de malha muito 
fina, pois, separariam o óleo da água. 
Podem ser usados os mesmos tipos de vedação e metal, presentes em circuitos com 
óleo mineral, salientando-se, apenas, que no caso de certos tipos de metais, o desgaste seria 
mais acelerado devido a presença da água nesse tipo de fluido (corrente galvânica). 
Verificamos, portanto, que podemos esperar uma redução da vida útil do componente 
hidráulico quando aplicamos emulsões de água em óleo. A aceleração ou não da redução 
dessa vida útil irá depender do ciclo de trabalho, temperatura e volume em percentagem de 
água contida no fluido. 
 
12.20.3.4- Óleo em água: 
 
As emulsões de óleo em água contêm partículas de óleo especialmente refinado, 
espalhadas na água. Dizemos que a água está em base contínua e as características do fluido 
são mais devidas à água do que ao óleo. 
É altamente resistente ao fogo, tem baixa viscosidade e características de esfriamento 
excelentes. Pode-se incorporar aditivos para melhorar má lubricidade e para proteção contra 
ferrugem. No passado este fluido só era usado com bombas de baixa velocidade. Agora as 
bombas hidráulicas convencionais também podem ser usadas com este tipo de fluido. 
 
12.20.3.5- Outras características: 
 
As temperaturas de operação precisam ser mantidas baixas em qualquer emulsão 
água-óleo para evitar a evaporação e a oxidação. O fluido precisa circular e não deve ser 
congelado e descongelado seguidamente, pois as duas fases podem se separar. As condições 
de sucção devem ser cuidadosamente escolhidasdevido a densidade mais alta destes fluidos 
e sua alta viscosidade inerente. 
As emulsões parecem ter uma afinidade maior com a contaminação e requerem 
atenção especial à filtragem, incluindo bujões magnéticos para atrair partículas de ferro. 
As emulsões são geralmente compatíveis com todos os metais e retentores usados em 
sistemas hidráulicos para óleos a base de petróleo. 
 
 
 
 
12.20.4- Fluidos sintéticos resistentes ao fogo 
 
São eles os fosfatos de ésteres e cloridratos de hidrocarbonos, que devido as suas 
estruturas químicas oferecem resistência a propagação do fogo. Possuem boas características 
de lubrificação e resistem bem ao tempo de uso. Um dos grandes inconvenientes 
apresentados é o alto custo de aquisição. 
Os fluidos sintéticos resistentes ao fogo são provenientes de produtos químicos 
sintetizados em laboratórios os quais são menos inflamáveis que os óleos de petróleo. 
Os fluidos sintéticos tendem a deteriorar os elementos elásticos e de isolamento 
elétrico do sistema, assim como agem semelhantemente a um solvente quando em contato 
com tintas (por esse motivo não se recomenda a pintura interna de um reservatório quando 
utilizamos um fluido sintético). 
É importante observarmos que, quando trabalhamos a alta temperatura, o fluido 
sintético, em forma de vapor, pode atacar o sistema elétrico causando danos irreparáveis e 
por vezes, de conseqüências desastrosas. 
Esse tipo de fluido tende, com o tempo de uso, a ter um decréscimo considerável na 
sua viscosidade. Devido a isso se costuma usar aditivos que suavizam, porém, não resolvem 
o problema. 
 
12.20.4.1- Características: 
 
Enquanto os sintéticos não contiverem água ou material volátil eles trabalham bem a 
altas temperaturas, sem perder qualquer elemento essencial. São também próprios para 
sistema de alta pressão. 
Os fluidos sintéticos resistentes ao fogo não operam muito bem em sistemas de baixa 
temperatura. Em lugares frios, um aquecimento auxiliar pode se tornar necessário. 
Além disso, esses fluidos têm a mesma alta densidade que qualquer outro tipo e as 
condições de sucção na bomba requerem cuidados especiais. 
Algumas bombas de palhetas são construídas com corpos especiais para melhorar as 
condições de entrada e evitar a cavitação. O índice de viscosidade é relativamente baixo, a 
viscosidade varia de 80 a 400 SSU. 
Sendo assim, só podem ser utilizados em sistemas onde a temperatura varie pouco. 
Os fluidos sintéticos não são compatíveis com borracha nitrílica (buna) e retentores 
de Neoprene. Portanto, a troca de um óleo mineral, água-glicol ou água-óleo para um fluido 
sintético, requer a substituição de todos os retentores. 
Retentores especiais feitos de materiais compatíveis podem ser fornecidos para 
substituição de todos os componentes Vickers. 
Podem ser adquiridos por peça ou conjuntos, ou então incluídos em unidades novas, 
encomendadas especificamente para este tipo de fluido. A figura abaixo é uma tabela 
mostrando os tipos de materiais que são compatíveis com os vários fluidos hidráulicos. 
 
Tabela 4- Compatibilidade entre os tipos de materiais e os fluidos hidráulicos 
 
12.20.5- Manutenção do fluido 
 
Numa instalação, o custo do fluido NÃO é irrelevante, portanto a sua constante 
substituição, e procedimentos incorretos de lavagem e limpeza são muitos onerosos. Sendo 
assim todas as especificações de manutenção do fluido devem ser respeitadas. 
 
 
12.20.6- Armazenagem e manipulação 
 
Eis algumas regras simples para prevenir a contaminação do fluido durante a 
armazenagem e manipulação: 
 
- Armazenar os tambores verticalmente. Se possível guardá-los sob um teto. 
- Antes de abrir um tambor, limpar a parte superior e o tampão de tal maneira que a sujeira 
não possa entrar. 
- Usar somente recipientes limpos, mangueiras etc., para transferir o fluido do tambor ao 
reservatório hidráulico. Uma bomba para transferir óleo equipada com filtros de 25 microns 
é recomendada. 
- Providenciar um filtro de malha de 200 no tubo de abastecimento. Mantendo o fluido limpo 
e livre de umidade contribui para uma maior durabilidade e evita-se danos de contaminação 
às peças de precisão nos componentes hidráulicos. 
 
12.20.7- Cuidados durante a operação 
 
Cuidados apropriados para o fluido hidráulico durante a operação incluem: 
 
- Evitar a contaminação mantendo o sistema fechado e usando filtragem apropriada, tanto 
para o ar como para o fluido. 
- Estabelecer intervalos para a troca do fluido. Substituir o fluido antes de sua inutilização. 
Se necessário, o fornecedor pode testar as amostras no laboratório em intervalos regulares 
ajudando a estabelecer a freqüência de troca. 
- Abastecer adequadamente o reservatório para aproveitar as características de dissipação de 
calor e evitar que a umidade condense nas paredes internas. 
- Reparar os pontos de vazamento. 
 
12.21- Tubulação e Vedação Hidráulica 
 
12.21.1- Tubulação 
 
Tubulação é o termo geral que engloba os vários tipos de condutos que transportam o 
fluido hidráulico entre os componentes assim como as conexões utilizadas entre eles. 
 
Os sistemas hidráulicos utilizam principalmente 3 tipos de condutos: 
- Tubos rígidos. 
- Tubos semi-rígidos. 
- Mangueiras flexíveis. 
Atualmente, o tubo rígido é o mais barato dos três enquanto que os tubos semi-rígidos 
e mangueiras são mais convenientes e de manutenção mais simples. 
O futuro poderá trazer o encanamento de plástico, o qual gradativamente está sendo 
aplicado. 
 
12.21.2- Tubos rígidos 
 
Os tubos rígidos foram os primeiros condutos a serem usados em sistemas hidráulicos 
e ainda o são devido a seu baixo custo. 
Recomenda-se o uso de tubos de aço sem costura, com o seu interior livre de 
ferrugem, escamas ou sujeira. 
 
12.21.2.1- Vedações para tubos rígidos: 
 
As roscas de tubos rígidos são cônicas, contrariamente às dos tubos semi-rígidos e 
algumas conexões de mangueiras que têm roscas paralelas. As juntas são vedadas pela 
adaptação entre as roscas do macho e da fêmea quando estas são apertadas. 
Quando se quebra uma junção, o tubo precisa ser apertado um tanto mais para se 
obter vedação novamente. 
Freqüentemente isto requer uma substituição de parte do encanamento com as seções 
um pouco mais longas. Entretanto, essa dificuldade é superada pelo uso de teflon ou outros 
compostos para vedar novamente as juntas dos tubos defeituosas. 
É necessário o uso de machos e de tarraxas especiais para abertura de roscas do 
sistema hidráulico. As roscas são do tipo de "vedação seca". Estas são diferentes das roscas 
"standard", pois os fundos e os topos das roscas se tocam antes dos flancos, evitando-se 
assim a folga espiral. 
 
 
Figura 16 - Vedações para canos. 
 
12.21.2.2- Conexões: 
 
Como os tubos rígidos só podem ter roscas machos, e não podem ser dobrados, vários 
tipos de conexões são usadas para uni-los e modificar-lhes a direção. 
 
 
Figura 17 - Tipos de conexões. 
 
Normalmente as conexões têm rosca fêmea para acoplamento com os tubos, embora 
existam também conexões com rosca macho para alguns tipos de montagem em 
válvulas e bombas, e também para certas interligações entre conexões. 
As conexões num circuito representam vários pontos para ocorrência de vazamento, 
especialmente para altas pressões. As conexões rosqueadas são usadas até 11/4", para bitolas 
maiores, as conexões são substituídas por flanges soldados aos canos. 
Usam-se gaxetas ou anéis "O" para vedá-los. 
 
 
Figura 18 - Conexões flangeadas para tubos rígidos de grande diâmetro. 
 
12.21.3- Tubulação semi-rígida 
 
Uma instalação feita com tubosde aço sem costura oferece vantagens bem visíveis 
sobre uma instalação feita com tubos rígidos. 
Os tubos de aço sem costura podem ser dobrados, são mais fáceis de trabalhar e 
podem ser montados e desmontados freqüentemente sem problemas de vedação. 
Normalmente, a quantidade de conexões é reduzida. 
Nos sistemas de baixa vazão, suportam pressões mais elevadas bem como conduzem 
o fluxo ocupando menos espaço com peso menor. 
Entretanto, são mais caras, assim como são, as conexões que os acompanham. 
 
12.21.3.1- Especificação de tubulação: 
 
A especificação para tubos semi-rígidos se refere ao diâmetro externo. As medidas 
disponíveis são encontradas em incrementos de 1/16", de 1/8" até 1" de diâmetro externo e 
em incrementos de 1/4", para diâmetros maiores que 1", em várias espessuras de parede para 
cada tamanho. O diâmetro interno é igual ao diâmetro externo menos duas vezes a espessura 
da parede. 
tdd ei ×−= 2 
 
12.21.3.2 - Conexões para tubos semi-rígidos: 
 
A vedação não ocorre por roscas e sim por conexões de diversos tipos. Algumas 
destas conexões vedam pelo contato de metal com metal e são conhecidas como conexões de 
compressão. 
Podem utilizar tubos com ponta biselada ou não. Outras usam anéis tipo "O" ou então 
retentores. Além das conexões rosqueadas, os flanges também são usados para serem 
soldados aos tubos de dimensões maiores. 
 
- Conexões biseladas 
A conexão Biselada de 37° é a mais comum para tubos que possam ter a 
extremidade moldada para esse ângulo. 
As conexões mostradas na figura A-B são vedadas pela compressão da extremidade 
do tubo previamente aberto em forma de funil e apertado por meio de uma porca sobre a 
superfície cônica existente na extremidade do corpo da conexão. 
Uma luva ou extensão da porca tem por finalidade suportar o tubo a fim de diminuir a 
vibração. A conexão biselada padrão 45° é utilizada para pressões muito altas. 
Esta também é feita num desenho invertido com roscas macho na porca de 
compressão. 
 
- Conexões de compressão de luva ou com anel de borracha tipo "O" 
Para tubos que não possam ser biselados ou simplesmente para evitar a necessidade 
de afunilá-los já existem várias conexões de compressão com anel de penetração, (vistas D-
F), e juntas de compressão cuja vedação é assegurada por anéis tipo "O" (vista E). 
A junta com anel tipo "O" permite uma ligeira variação no comprimento e na 
perpendicularidade do corte na extremidade do tubo. 
 
- Conector com anel "O" de rosca reta 
Quando um componente hidráulico está equipado com pórticos de rosca reta, pode-se 
usar juntas conforme mostra a figura C. Isto é ideal para a aplicação de alta pressão, pois é 
comprimida com o aumento da pressão. 
 
Figura 19 - Conexões e adaptadores rosqueados usados com tubos semi-rígidos. 
 
12.21.4- Mangueira flexível 
 
A mangueira flexível é recomendada quando as linhas hidráulicas são sujeitas ao 
movimento, por exemplo, as linhas ligadas ao cabeçote de uma furadeira. A mangueira é 
fabricada em camadas de borracha sintética e trançados têxteis ou em fios de aço. As com 
trançados em fio de aço naturalmente permitem pressões mais elevadas. A camada interna da 
mangueira deve ser compatível com o fluido usado. A camada externa é normalmente de 
borracha para proteger a camada trançada. A mangueira deve ter no mínimo 3 camadas 
múltiplas, dependendo da pressão do sistema. Quando existem várias camadas de fio de aço 
elas podem ser alternadas com camadas de borracha ou simplesmente montadas umas sobre 
as outras. 
 
 
Figura 20 - Construção das mangueiras (tubos flexíveis). 
 
12.21.4.1- Conexões para mangueira: 
 
As conexões para as mangueiras são essencialmente as mesmas usadas para os tubos. 
Existem conexões para as extremidades da maioria das mangueiras, apesar de 
existirem conectores reaproveitáveis do tipo parafusado ou grampeado à ponta da mangueira. 
É geralmente desejável conectar as extremidades das mangueiras com juntas tipos 
união com porcas giratórias. 
A união é normalmente acoplada ao conector, porém pode ser construída para ser 
acoplada à mangueira. 
Uma mangueira tem normalmente uma conexão não rotativa em uma extremidade e 
uma união rotativa na outra, para permitir sua montagem, pois nunca se deve torcer uma 
mangueira na instalação. 
 
12.21.5- Consideração de pressão e fluxo 
 
As normas padrão da indústria recomendam um fator de segurança de pelo menos 4, 
até 8, em capacidade de pressão. 
Se a pressão de operação for de 0 a 70 bar, o fator de segurança deverá ser de 8 vezes. 
De 70 a 170 bar, o fator deve ser 6 vezes e para as pressões acima de 170 bar, 
recomenda-se uma fator de segurança de 4 vezes. 
 
Fator de segurança (FS) = Pressão de ruptura 
 Pressão de trabalho 
Portanto, será necessário verificar-se o diâmetro interno adequado para comportar o 
fluxo na velocidade recomendada, bem como espessura de parede suficiente para suportar a 
pressão. A figura a seguir é um nomograma que pode ser útil para: 
 
Tabela 5 - Tabela para selecionar diâmetro interno dos tubos. 
 
- Selecionar o diâmetro interno se a vazão for conhecida. 
- Determinar precisamente qual seria a velocidade, se o tamanho do tubo e a vazão forem 
conhecidos. 
Para usar esta tabela, coloque uma régua ligando dois valores conhecidos e leia o valor 
desejado na 3ª coluna. 
Os fabricantes de tubos normalmente fornecem dados sobre as capacidades de pressão e 
suas respectivas bitolas, veja exemplo na figura abaixo. 
 
Tabela 6 - Dimensionamento de tubos. 
 
 
12.21.6- Considerações sobre o material 
 
Se o custo não for proibitivo, é preferível usar tubos semi-rígidos devido a uma 
melhor vedação, além da conveniência de serem reaproveitáveis e de manutenção mais 
rápida. Mangueiras flexíveis não precisam ser limitadas às aplicações móveis. 
Podem ser convenientemente usadas em linhas curtas e têm capacidade de amortecer 
choques hidráulicos. 
As conexões hidráulicas devem ser de aço, com exceção das linhas de sucção, linhas 
de retorno e de dreno onde o ferro maleável pode ser usado. 
Canos e conexões galvanizados devem ser evitados porque o zinco pode reagir com 
certos aditivos do óleo. Tubulações de cobre também devem ser evitadas porque as vibrações 
do sistema hidráulico podem temperar o cobre rachando-o nas juntas. Além disso, o cobre 
diminui a vida do óleo. 
 
12.21.7- Recomendações de instalação 
 
Uma instalação apropriada é essencial para evitar vazamentos, contaminação do 
sistema e operação barulhenta. 
Algumas recomendações gerais de instalação seguem: 
 
- Limpeza 
A maior causa de falhas em sistemas hidráulicos é o óleo sujo. Os componentes de 
precisão estão especialmente sujeitos os danos devidos a resíduos na instalação da tubulação. 
Portanto, é necessário limpá-la bem na instalação. Quando são feitas as operações tais 
como cortar, afunilar e rosquear, verifique sempre se os cavacos de metal não se depositaram 
em lugares onde o óleo possa ser contaminado. Os métodos recomendados para o tratamento 
de tubos antes da instalação são: jatos de areia, eliminação de graxa e decapagem química. 
Mais informações sobre estes processos pode ser obtido dos fabricantes de 
componentes e dos distribuidores de equipamentos de limpeza. 
 
Preparação de tubos e conexões antes da instalação de um sistema hidráulico 
 
Ao se instalar os diversos tipos de tubos e conexões em um sistema hidráulico, é 
absolutamente necessário que estejam limpos, livres de cavacos e de outros materiais 
estranhos. Para alcançar este objetivo algumas regras básicas devem ser obedecidas, pois um 
sistemacontaminado é uma fonte certa de inúmeros problemas. 
 
Assim teremos: 
1. Após o corte, as bordas dos tubos e canos devem ser escariadas, para evitar rebarbas. 
2. As peças são então decapadas numa solução adequada até a remoção total de carepas e 
ferrugem. A preparação para a decapagem exige um desengraxamento em tricloretileno 
ou outro solvente comercial. 
3. Neutralizar a solução de decapagem. 
4. Lavar as peças e preparar para armazenagem. 
5. Os tubos não devem ser soldados após a montagem, pois se torna impossível uma 
limpeza adequada. Eles devem ser dobrados e ajustados com exatidão para evitar força-
los quando por ocasião de montagem. 
6. Quando se usam conexões flangeadas, deve-se ter cuidado de montá-las em esquadro 
com as faces de montagem e as prender com parafusos de comprimentos adequados. Os 
parafusos e pinos devem ser apertados de modo uniforme para evitar distorções. 
7. Deve-se assegurar sempre que todas as aberturas do sistema hidráulico estejam 
protegidas a fim de impedir a entrada de sujeira, de cavacos de metal etc., quando ocorrer 
um trabalho de usinagem, solda etc... perto da unidade. 
8. Ao usar conexões rosqueadas o sistema deve ser inspecionado para evitar que as rebarbas 
das roscas sejam introduzidas no sistema. 
9. Antes de introduzir o óleo no reservatório, certifique-se que o óleo é o especificado e que 
está limpo. Não use filtros de tecido e óleos estocados em recipientes contaminados. 
10. Use um filtro de malha de 120 ao colocar óleo no reservatório. Opere por um certo 
período de tempo para eliminar o ar das linhas. Acrescente mais fluido se for necessário. 
11. Precauções de Segurança 
Normalmente os produtos químicos usados para limpeza e decapagem, são perigosos. Eles 
devem ser guardados em recipientes próprios e ser manuseados com extremo cuidado. 
 
- Suportes 
As linhas hidráulicas longas estão sujeitas as vibrações e choques quando o óleo que 
nelas flui é parado repentinamente ou tem seu sentido de escoamento invertido. Vazamentos 
podem ocorrer pela fadiga das juntas ou quando elas se soltarem. 
As linhas devem ter apoios a intervalos regulares, com abraçadeiras ou grampos, 
sendo melhor colocá-los afastados das conexões para facilitar a montagem e desmontagem. 
Materiais moles tais como madeira ou plástico são melhores para este fim. 
 
- Funções das linhas hidráulicas 
Há numerosas considerações especiais relativas às funções das linhas (tubulações) 
que devem ser mencionadas: 
 
1. O pórtico de entrada da bomba é normalmente maior que a da saída para acomodar uma 
linha de bitola maior. É recomendável manter esta bitola por toda a linha de sucção e a 
fazê-la tão curta quanto possível. As curvas devem ser evitadas e a quantidade de 
conexões deve ser reduzida ao mínimo. 
2. Como sempre há uma depressão na entrada de uma bomba, as conexões na linha de 
entrada precisam ser montadas de modo a não permitir a entrada de ar no sistema. 
3. Nas linhas de retorno, as restrições são responsáveis pela contra pressão, resultando em 
desperdício de energia. Usar bitolas adequadas para assegurar a velocidade baixa. Aqui 
também se deve evitar curvas e muitas conexões. 
4. As linhas de retorno soltas podem também admitir ar no sistema pela aspiração. Estas 
linhas precisam ser apertadas e devem terminar abaixo do nível do óleo para que não haja 
aeração nem turbulência. 
5. As linhas entre os atuadores e válvulas de controle de fluxo devem ser curtas e firmes 
para um controle de fluxo preciso. 
 
- Instalação de mangueiras 
As mangueiras flexíveis devem ser instaladas de modo que não se torçam durante a 
operação da máquina. Deve-se permitir uma folga para o movimento livre e para a absorção 
dos picos de pressão. 
Mangueiras muito longas e com possibilidades de sofrer torção devem ser evitadas. 
Pode-se tornar necessário o uso de braçadeiras para evitar que a mangueira se enrosque ou se 
embarace com peças móveis. 
A mangueira sujeita a atritos com qualquer peça deve ser protegida. 
 
12.21.8- Retentores e vazamento 
 
Vazamento excessivo num circuito hidráulico reduz o rendimento, consumindo energia. 
 
- Vazamento interno 
A maioria dos componentes é construído com uma tolerância que permite certa 
quantidade de vazamento interno. As peças móveis naturalmente precisam ser lubrificadas e 
as passagens são projetadas para esse fim, além disso, certos controles têm passagens de 
vazamento interno para evitar o desequilíbrio de êmbolos e válvulas e pistões. O vazamento 
interno não significa perda do fluido. Este volta através de um dreno externo ou interno do 
componente. 
O aumento de vazamento ocorre quando houver desgaste do componente e a folga 
entre as peças aumenta. Este aumento de vazamento reduz a eficiência do sistema 
diminuindo a velocidade de trabalho e gerando calor. 
Finalmente, se a passagem interna for suficientemente grande, toda a vazão da bomba 
pode passar através dela e a máquina deixa de operar. 
 
- Vazamento externo 
O vazamento externo é desagradável e pode ser tornar perigoso. É antieconômico 
porque raramente se pode reaproveitar o óleo. 
A causa principal do vazamento externo é uma instalação inadequada. O vazamento 
pelas juntas é devido a má instalação ou a vibrações e choques que ocasionam a soltura das 
linhas. 
Linhas de dreno inadequadas, pressão de operação excessiva e contaminação do 
fluido são fatores que danificam os retentores. 
 
- Vedação 
A vedação é necessária para manter a pressão, impedir a perda de óleo e manter 
afastados os contaminantes. 
São vários os métodos de vedar os componentes hidráulicos, dependendo se os 
retentores precisam ser positivos ou não positivos, se a aplicação da vedação será estática ou 
dinâmica, da pressão a ser usada, e outros fatores. 
Um retentor positivo não deixa passar nada. Um retentor não positivo permite uma 
pequena quantidade de vazamento interno tal como: a folga mínima de um êmbolo no corpo 
de uma válvula para fornecer uma camada de lubrificação. 
 
- Retentores estáticos 
Um retentor que é comprimido entre duas peças solidamente conectadas, é 
classificado como um retentor estático. 
O retentor pode se movimentar um pouco, conforme a pressão seja aplicada ou não 
alternadamente, porém as duas peças não se movimentam em relação a si próprias. 
Alguns exemplos de retentores estáticos são gaxetas, conexões de roscas de cano, 
retentores de juntas flangeadas, conexões de anéis sob compressão e anéis de borracha tipo 
"O". As aplicações de vedação estática são relativamente simples, pois os retentores não 
estão sujeitos a atritos e se desgastam muito pouco quando montados corretamente. 
 
 
Figura 21 - Retentores. 
- Retentores dinâmicos 
Os retentores dinâmicos são instalados entre peças que se movem uma em relação à 
outra. Assim pelo menos uma das peças fricciona contra o retentor, o que faz com que os 
retentores dinâmicos estejam sujeitos a desgastes. Isto naturalmente torna seu projeto e sua 
aplicação mais difíceis. 
 
- Retentores tipo anel "O" 
Provavelmente o retentor mais comum usado em equipamento hidráulico, é o anel 
"O". Um anel "O" é de borracha sintética moldada e tem sua seção transversal circular. 
O anel de borracha é instalado num encaixe usinado numa das peças. Na instalação, 
este anel é comprimido em ambos os diâmetros, tanto interno como externo. Entretanto, é um 
retentor tanto atuado por pressão como compressão. 
A pressão força o anel contra um lado do encaixe e para fora em ambos os diâmetros. 
Assim a vedação é positiva contra duas superfícies circulares e uma superfície plana. O 
acréscimo de pressão significa maior força contra as superfícies de vedação,permitindo reter 
pressões extremamente altas. Os anéis "O" são usados principalmente em aplicações 
estáticas. 
Entretanto, podem ser usados também em aplicações dinâmicas quando há 
movimentos recíprocos de curta extensão. Não são adequadas para vedar peças com 
movimento rotativo (eixos) ou em aplicações onde a vibração é um problema. 
 
- Anéis de encosto - (Backup) 
Sob pressões elevadas, o anel de borracha de seção circular tem a tendência de ser 
extrudado entre as folgas das peças que se acoplam. Numa aplicação estática, isto não seria 
tão grave, porém a extrusão pode causar desgaste acelerado numa aplicação dinâmica. 
Isto pode ser superado, instalando um anel de encosto rígido, no encaixe do anel "O", 
no lado oposto ao da pressão. 
Utilize anéis de encosto em ambos os lados do anel tipo "O", quando a pressão atuar 
alternadamente, nos dois lados do retentor. 
 
Figura 22 – Anel de secção redonda. 
 
Figura 23 - Anel de encosto. 
- Anéis cortados em torno 
Em aplicações estáticas, o retentor cortado em torno é um substituto aceitável para 
um anel de borracha de seção circular. Os anéis torneados são mais econômicos que os de 
tipo "O", sendo cortados de tubos extrudados e não moldados individualmente. Existem 
muitas aplicações onde os retentores torneados e os anéis do tipo "O" são intercambiáveis, se 
forem do mesmo material. 
 
Figura 24 - Retentores de secção retangular (cortados em torno). 
 
- Anel do tipo "T" 
O anel tipo "T" é largamente utilizado para vedar os pistões dos cilindros, haste e 
outras partes que se movimentam alternadamente. É feito de borracha sintética moldado na 
forma "T" e é apoiado por anéis de encosto nos dois lados. Os pontos de vedação são 
arredondados e a vedação é semelhante à de anel "O". Obviamente, este retentor não terá a 
tendência de rolar como o tipo "O". O anel T não é limitado às aplicações de curso curto. 
 
Figura 25 - Anel tipo "T". 
- Retentor labial 
Estes retentores são dinâmicos de baixa pressão, usados, principalmente para vedar 
eixos rotativos. 
Um retentor típico de lábio consiste de um receptáculo metálico para suporte e 
alinhamento da borracha sintética ou couro formando um lábio que é encaixado no eixo. 
Freqüentemente se usa uma mola para manter o lábio em contato com o eixo. 
Os retentores labiais são do tipo positivo. A vedação até certo ponto é ajudada pela 
pressão. A pressão agindo no lábio (ou depressão atrás dele) produz uma aderência maior 
deste contra o eixo, produzindo a vedação adequada. 
 
Figura 26 - Retentor labial. 
 
Altas pressões não podem ser retidas porque o lábio não tem apoio. Em certas 
aplicações, a câmara que está sendo vedada, alterna sua condição de pressão à de depressão. 
Existem retentores com dois lábios opostos para essas aplicações, para impedir a 
entrada de ar ou sujeira bem como para reter o óleo. 
 
- Retentores tipo copo 
O retentor tipo copo, é um retentor positivo utilizado em muitos pistões de cilindros. 
É atuado pela pressão em ambas as direções. A vedação é efetuada forçando o lábio do copo 
contra a parede do cilindro. 
Este tipo de retentor é aplicado e suporta altas pressões. Os retentores tipo copo 
precisam ser bem apertados e ajustados no lugar. O pistão do cilindro é realmente uma placa 
circular, onde são fixados os retentores tipo copo. 
 
Figura 27 - Retentor tipo copo. 
- Anéis de pistão 
Os anéis de pistão são fabricados de ferro fundido ou de aço, polidos e as vezes 
cromados. 
 
Figura 28 - Anéis de pistão. 
 
Oferecem menor atrito ao movimento que o couro ou os retentores sintéticos. São 
freqüentemente utilizados em pistões de cilindros. 
Um anel único não forma necessariamente uma vedação positiva. A vedação torna-se 
positiva quando vários anéis são colocados lado a lado. São capazes de suportar altas 
pressões. 
 
- Gaxetas de compressão 
As gaxetas de compressão formam um dos primeiros dispositivos para vedação 
utilizados em sistemas hidráulicos e são usadas em aplicações tanto estáticas como 
dinâmicas. Em aplicações estáticas as gaxetas estão sendo substituídas pelos anéis "O" ou 
então retentores torneados. A maioria das gaxetas em uso atualmente são moldadas em forma 
de "U" ou "V", e são usadas gaxetas múltiplas para tornar a vedação eficaz. 
As gaxetas são comprimidas apertando-se um anel flangeado. Um ajuste apropriado é 
crítico, porque o aperto excessivo acelerará o desgaste. Em certas aplicações a gaxeta é 
suportada por uma mola para manter a força e diminuir o desgaste. 
 
Figura 29 - Gaxetas de compressão. 
- Retentor de face 
Um retentor de face é usado em aplicações onde se necessita uma vedação para alta 
pressão, ao redor de um eixo rotativo. A vedação se efetua pelo contato permanente entre 
duas superfícies planas bem lisas, freqüentemente carbono e aço. O anel estacionário é 
colocado no corpo da unidade. O outro é colocado no eixo e gira contra o primeiro, 
estacionário. Uma das peças geralmente tem uma mola para melhorar o contato inicial e 
absorver o desgaste. A pressão aumenta a força de contato, melhorando a vedação. Como se 
pode esperar, a multiplicidade de peças e a precisão de usinagem nas faces de vedação 
tornam este tipo de retentor bem dispendioso. 
 
 
Figura 30 - Retentor de face. 
- Juntas 
Juntas são dispositivos utilizados para vedar superfícies planas. Os projetos antigos 
previam juntas para vedação de flanges e válvulas em subplacas, atualmente utilizam-se 
anéis "O". 
 
12.21.9- Materiais de vedação 
 
Até o desenvolvimento de borrachas sintéticas, na II Guerra Mundial, utilizava-se 
couro, cortiça ou fibras impregnadas para se promover a vedação. Em função das alterações 
sofridas pela borracha natural (alteração de forma e decomposição química) quando em 
contato com óleo mineral, seu uso é raro em equipamentos hidráulicos. 
As borrachas sintéticas são compatíveis com óleo mineral, e em função do tipo de 
operação, podem apresentar várias composições diferentes. 
A maioria dos retentores para equipamentos hidráulicos é feito de: 
- Buna N (borracha nitrílica); 
- Silicone; 
- Neoprene; 
- Teflon ou butyl. 
- Retentores de couro 
O couro sobreviveu à revolução da vedação com borracha sintética (elastômero) só 
porque é barato e muito resistente. Muitos retentores tipo copo, de lábio e gaxetas de 
compressão, de couro, são empregnados com um elastômero para melhorar a capacidade de 
vedação. 
A desvantagem do couro é uma tendência a produzir ruído quando seco e uma faixa 
limitada de resistência a altas temperaturas. 
Poucos retentores de couro suportam temperaturas acima de 74°C, temperatura esta 
que é insuficiente para a maioria dos sistemas. O limite absoluto de temperatura de operação 
para o couro deve ser ao redor de 93°C. Entretanto, o couro funciona bem a baixas 
temperaturas de 0°C à - 50°C. 
 
- Buna N 
O elastômero Buna N (borracha nitrílica) é o material de vedação mais usado nos 
sistemas hidráulicos modernos. É razoavelmente resistente, seu desgaste é moderado e é 
econômico. Há muitas composições compatíveis com o óleo mineral. A maioria se molda 
facilmente em qualquer forma. 
A Buna N tem uma faixa de temperatura razoavelmente alta, quando em contato com 
a maioria dos óleos minerais. Entretanto, pode se deformar (inchar) em contato com alguns 
fluidos sintéticos. 
 
- Silicone 
O silicone é um elastômero que conserva suas características numa faixa de 
temperatura mais ampla que a Buna N é, portanto um material com boas características para 
vedar eixos rotativos e para ser usado como retentor estático em sistemas onde há variações 
muito grandes de temperatura. Este mantém sua formae a capacidade de vedar desde -50°C 
até 260°C. 
A altas temperaturas, o silicone tende a absorver óleo e inchar. Isto, entretanto, não é 
uma desvantagem em aplicações estáticas. 
Não é usado para retentores em movimento alternativo, porque se rasga e sofre 
abrasão com muita facilidade. Retentores de silicone são compatíveis com a maioria dos 
fluidos, sendo mais usados com fluidos resistentes ao fogo do que com os a base de petróleo. 
 
- Neoprene 
Um dos materiais elásticos mais antigos utilizados para vedação nos sistemas 
hidráulicos é o Neoprene. É um material resistente, porém de uso limitado para sistemas 
usando óleos minerais a baixa temperatura. Acima de 70°C, não convém usar Neoprene, pois 
este tem tendência de se vulcanizar. 
 
- Plásticos Flúor-plásticos e Flúor-elastômeros. 
Vários materiais de vedação são sintéticos, pela combinação de flúor com um 
elastômero ou plástico. Entre estes podemos citar o "Kel-F", "Viton A" e o "Teflon". 
O nylon é outro material sintético com propriedades semelhantes, é freqüentemente 
combinado com elastômeros para torná-los mais resistentes. Ambos, nylon e teflon são 
usados como anéis de encosto, bem como para vedação. 
O teflon é usado em forma de fita, para a vedação de juntas de tubos. Todos estes têm 
resistência excepcional à alta temperatura (até 260°C) e são compatíveis com a maioria dos 
fluidos hidráulicos. 
 
12.21.10- Como evitar vazamentos 
 
As três considerações gerais para se evitar um vazamento são: 
1. Projetar um sistema que diminua essa probabilidade. (gaxetas ou montagem com 
subplaca) 
2. Instalação apropriada 
3. Controle das condições de operação. 
Vamos analisar rapidamente cada um desses casos: 
 
- Projeto contra vazamento 
 
Já vimos que os projetos de conexões com roscas retas e flanges soldados apresentam 
menor possibilidade de vazamento do que as conexões padrão para tubos. 
A instalação de válvulas com os tubos conectados permanentemente às placas de 
montagem tem feito uma grande diferença em evitar vazamentos bem como facilitar a 
manutenção. 
A maioria das válvulas construídas atualmente é desse tipo. A expressão "montagem 
por gaxeta", foi originalmente aplicada a este desenho porque as gaxetas foram usadas nas 
primeiras válvulas montadas com subplaca. 
 O termo montagem "por gaxeta" ou em subplaca, é ainda usado para fazer referência 
às válvulas montadas em subplacas vedadas com anéis de borracha tipo "O" ou anéis 
torneados. Mais um passo foi dado nesse tipo de montagem, é o uso de blocos (Manifold). 
Alguns são furados e outros combinam placas de montagem com placas recortadas, 
soldadas umas sobre as outras, providenciando ligações entre as válvulas e eliminando 
tubulação externa. 
 
- Instalação apropriada 
 
Uma instalação cuidadosa, não "mordendo" ou torcendo um retentor, assegura uma 
conexão à prova de vazamento. Os fabricantes freqüentemente recomendam uma ferramenta 
especial para a colocação correta de retentores de eixo do tipo labial. A vibração e a tensão 
nas juntas são os fatores mais comuns que causam os vazamentos externos. Devem ser 
evitados em uma instalação adequada. 
 
- Condições de trabalho 
 
O controle sobre as condições de trabalho pode se tornar muito importante para a 
vida do retentor. 
Os seguintes fatores de operação podem ajudar a evitar um vazamento: 
 
- Evitar a contaminação 
Um ambiente contaminado com umidade, sujeira ou qualquer material abrasivo, 
tende a encurtar a vida dos retentores de eixo e de hastes de pistões ao ar. 
Deve-se usar dispositivos de proteção nos ambientes contaminados. Igualmente 
importante é ter o fluido limpo para evitar dano aos retentores internos. 
- Compatibilidade de fluido 
Alguns fluidos resistentes ao fogo atacam quimicamente e desintegram certos 
retentores. Poucos retentores são compatíveis com todos os fluidos. O fabricante deve ser 
sempre consultado quando da mudança de tipo de fluido, se houver qualquer dúvida quanto 
ao retentor apropriado a ser usado. Os aditivos para fluidos (colocados pelo usuário de 
máquinas), também podem atacar os retentores e devem ser usados somente após 
recomendação do fornecedor do fluido. 
 
- Temperatura 
Em temperaturas extremamente baixas um retentor pode se tornar quebradiço, 
perdendo assim sua função. Em temperaturas muito altas, um retentor pode ficar duro, mole 
ou deformado. A temperatura de operação deve ser mantida dentro da faixa de resistência 
dos retentores em uso. 
 
- A Pressão 
O excesso de pressão no fluido, pode danificar um retentor, causando o vazamento. 
 
- Lubrificação 
Nenhum retentor deve ser instalado ou operado a seco. Deverá ser lubrificado caso 
contrário ele se gastará rapidamente e permitirá vazamento. Os retentores de couro devem 
ser embebidos no fluido antes da instalação. Os retentores sintéticos não são absorventes 
como o couro, porém devem ser lubrificados antes da instalação. 
 
12.22- Reservatórios 
 
O projetista de sistemas hidráulicos industriais tem uma vantagem sobre os de 
sistemas aeronáuticos ou de equipamento móbile. Esta vantagem está na flexibilidade do 
projeto de um reservatório. 
Como raramente há problemas de localização ou de tamanho, o reservatório pode ser 
projetado para desempenhar várias funções. Basicamente, armazena o fluido até que este seja 
solicitado pelo sistema. 
O reservatório deve ter espaço para a separação do ar do fluido, como deve permitir 
também que os contaminantes sólidos sedimentem. 
Além disso, um reservatório bem projetado ajudará a dissipar o calor gerado pelo 
sistema. 
12.22.1- Armazenamento de óleo: 
 
O fluido utilizado em um sistema hidráulico deve ser armazenado de tal forma que 
nunca seja insuficiente ou excessivo. Deve suprir tanto as necessidades mínimas 
como máximas do sistema. 
Deve satisfazer uma série de exigências: depósito de reserva, separador do líquido 
sob pressão e ar, trocador de calor, suporte da bomba. 
 
12.22.2- Construção do reservatório: 
 
A base do reservatório deve ter o fundo suportado por 4 pés de no mínimo 150 mm (6 
pol.) de altura, para facilitar sua remoção, drenagem, troca de calor com o ambiente. Os pés 
devem ter furos para facilitar a fixação do tanque no solo. 
No interior do reservatório deve existir uma chicana vertical para assegurar a 
circulação do óleo, e se necessário um outro chicana horizontal para se evitar a formação do 
vórtice. 
Nas laterais menores deve existir duas tampas de inspeção para auxiliar no momento 
da limpeza. 
O fundo do reservatório deve ser confeccionado de tal forma que todo o fluido 
armazenado possa ser drenado. A parte superior deve ser bem rígida para suportar uma 
possível montagem de componentes do sistema. Essa tampa deve ser soldada 
perimetralmente às paredes do reservatório. 
Todos os dutos que venha a ter início ou fim no reservatório devem possuir uma 
vedação perfeita através de anéis, flanges ou outros dispositivos. O duto de sucção 
deve terminar a uma altura mínima de 50 mm (2”) do fundo do tanque e os dutos de 
retorno e dreno deverão estar mergulhados, no mínimo, 75mm (3”) abaixo do nível 
do fluido, ou ainda, como regra básica, uma vez e meia o diâmetro do duto de 
retorno para evitar a entrada de ar. O reservatório deve ser pintado interna e 
externamente para se evitar a oxidação. A tinta utilizada precisa ser compatível com 
o fluido usado. 
Um reservatório industrial típico conforme as normas da indústria é mostrado na 
figura na página seguinte. 
 
 
Figura 31 - Partes de reservatório. 
É recomendável o uso de visores para facilitar as verificações do nível do fluido. Na 
abertura para o abastecimentodo fluido existe uma tela filtrante para evitar que se contamine 
o fluido durante o reabastecimento. 
 
12.22.3- Acessórios: 
 
12.22.3.1 – Respiro 
 
O respiro deve ter a forma de um capacete que impeça a precipitação de impurezas 
sobre a tomada de ar. 
Um tampão com respiro é utilizado na maioria dos tanques e este deve ter um filtro 
de ar adequado para não alterar a pressão no interior do tanque, esteja ele cheio ou vazio. Em 
geral, quanto maior for a vazão tanto maior deve ser o respiro. Em reservatórios 
pressurizados naturalmente, não se usa respiro, e sim uma válvula para regular a pressão 
interna. 
Um reservatório de grande capacidade necessita de vários respiros, para que seja 
mantida a pressão atmosférica em seu interior. 
 
12.22.3.2 – Chicana 
 
Uma chicana, que se estende longitudinalmente através do centro do tanque deve ter 
uma altura de 2/3 do nível do fluido, é usada para separar a linha de entrada da de retorno 
evitando assim a recirculação contínua do mesmo óleo. 
 
 
Figura 32 - Chicana vertical. 
Assim, a chicana: 
1. Evita turbulência no tanque; 
2. Permite o assentamento de materiais estranhos; 
3. Ajuda a separar o ar do fluido; 
4. Ajuda a dissipar o calor através das paredes do tanque. 
 
12.22.3.3 – Bocal de enchimento 
 
Quando colocamos fluido no reservatório, no servimos de um bocal, que é chamado 
de bocal de enchimento. Essa peça pode vir acompanhada de um filtro de tela, com abertura 
entre malhas de, aproximadamente, 200µ (0,2mm). A função desse filtro é evitar que 
qualquer objeto sólido entre no reservatório, pois caso o sistema não tenha filtro de sucção 
ou foi retirado, esse objeto será succionado pela bomba, danificando de forma irreparável. 
 
12.22.3.4 – Indicadores de nível 
 
Geralmente são usados de dois em dois e devem estar localizados de tal forma que 
indiquem o nível mínimo e máximo de fluido no reservatório. 
12.22.3.5 – Magnetos 
São imãs utilizados para a captação de limalhas contidas no fluido, provenientes do 
desgaste do equipamento hidráulico, ou mesmo, de um ambiente contaminado com esse tipo 
de impureza. 
 
12.22.4- Conexões e montagens de linhas 
 
A maioria das linhas para o reservatório termina abaixo do nível do óleo. As 
conexões dessas linhas ao tanque são feitas por flanges com vedação. 
Este sistema evita a penetração de sujeira bem como facilita a remoção dos filtros 
para a limpeza. 
As linhas de sucção e de retorno devem estar bem abaixo do nível do fluido; de outra 
forma, o ar pode se misturar com o óleo e formar espuma. 
As linhas de dreno, entretanto, podem terminar acima do nível do fluido para evitar 
contrapressão nas mesmas. As conexões sobre o nível do óleo precisam ser bem vedadas 
para não permitir a entrada de ar no sistema. 
As que estão sob o nível são apertadas o suficiente para permanecerem conectadas. 
As linhas de sucção e de retorno devem estar abaixo do nível e as que não tenham 
filtros acoplados, devem ser cortadas num ângulo de 45°. Isto evita uma restrição às 
correntes normais do fluxo. 
Numa linha de retorno, a abertura angulada deve ser posicionada de tal maneira que o 
fluxo seja dirigido às paredes do tanque no lado oposto à linha de sucção da bomba. 
 
12.22.5- Dimensionamento de um reservatório 
 
Uma regra prática de dimensionamento de reservatório é fazer com que o seu volume 
seja igual ou três vezes maior a vazão da(s) bomba(s) que alimenta(m) o sistema. Essa regra, 
entretanto, nem sempre pode ser aplicada, pois em sistemas mais complexos, com muitos 
cilindros e linhas de transmissões grandes, devemos estudá-los como se fosse um caso 
particular, levando em consideração que não podemos ter fluido nem a menos, nem a mais. 
 É sempre desejável um reservatório grande para promover o resfriamento e a 
separação dos contaminantes. No mínimo um reservatório deve conter todo o fluido do 
sistema assim como manter um nível suficientemente alto para que não haja vórtices na linha 
de sucção. Se isto ocorrer, haverá mistura de ar com o fluido. 
A dilatação térmica do fluido, as alterações de nível devido à operação do sistema, a 
área interna do tanque exposta à condensação de vapor de água e o calor gerado no sistema 
são fatores a considerar. 
Em equipamentos industriais é costume dimensionar um reservatório para pelo menos 
duas ou três vezes o volume deslocado pela bomba operando por um minuto. 
 
Regra Geral: 
V (volume do reservatório) = Q (1/min) x 2 ou 3 (min) 
Em sistema móbil ou aeronáutico, as vantagens de um reservatório grande, às vezes 
precisam ser sacrificadas devido à limitação de espaço e peso. 
 
12.22.6- Regra da altura do filtro de sucção 
 
Se o filtro de sucção não estiver completamente submerso no fluido, introduziremos 
uma grande quantidade de ar no sistema. Se, entretanto, o filtro estiver mergulhado a uma 
altura muito pequena, poderemos ter a formação de vórtice na sucção, o que também 
acarretará a entrada de ar. 
A cota mínima “h” do nível do fluido ao filtro seja de 76,2 mm. (3 polegadas). 
Formulou como cota mínima, uma vez e meia o diâmetro do duto de sucção; que a cota h, 
deve ser de no mínimo 50 mm, a fim de que as impurezas precipitadas no fundo do 
reservatório, não venham a entupir a parte inferior do filtro de sucção. 
Caso seja impossível se observar uma dessas duas condições de cota h, costuma-se 
introduzir no reservatório uma chicana horizontal um pouco abaixo do nível do fluido, pois 
dessa forma, mesmo que ocorra a formação de um vórtice, o mesmo se extinguirá antes de 
chegar ao filtro. 
 
12.22.7 - Resfriamento do fluido 
 
A geração de calor em um sistema hidráulico pode ser devida a vários fatores: 
- Perdas mecânicas na bomba ou motor hidráulico; 
- Restrições na linha devido a curvas mal elaboradas ou introdução de válvulas, tais como 
reguladoras de pressão e vazão; 
- Válvulas mal dimensionadas, e, é, válvulas que permitam uma vazão máxima menor do 
que aquela exigida pelo sistema; 
- Manifolds com excesso de válvulas; 
- Fricção nas vedações internas dos cilindros, etc. 
Grande quantidade desse calor gerado pelo sistema é levado para o reservatório, 
através do próprio fluxo de fluido. 
De acordo com a complexidade do circuito hidráulico, esse calor pode ser dissipado 
apenas através das paredes dos cilindros e da tubulação e, principalmente, no reservatório. 
Em contato com as paredes do tanque, o calor do fluido é trocado através da 
condução e radiação, pois o calor é transmitido de um corpo mais quente para um outro mais 
frio. O corpo mais quente, nesse caso, é o fluido, e o mais frio, o ar. 
Um fator importante a ser levado em consideração é de nunca se colocar o duto de 
retorno próximo de duto de sucção, pois o fluido que retorna ao reservatório volta 
imediatamente para o circuito hidráulico, sem efetuar a troca de calor. Chicana vertical, que 
obriga a circulação do fluido. 
Quando do retorno do fluido, o mesmo percorre por duas vezes o comprimento do 
reservatório para chegar ao duto de sucção. Ao percorrer todo esse caminho, o calor contido 
no fluido vai se dissipando da forma como vimos. 
Dependendo da necessidade, introduzimos um maior número de chicanas verticais 
para forçar mais a circulação do fluido, aumentando a troca do calor pelo fenômeno da 
convecção. 
 
12.22.8 - Circulação interna de ar 
 
Todo reservatório hidráulico deve possuir um respiro (respiro: manter Patm, eliminar 
os gases devido o aquecimento) na base superior. Quando succionamos fluido para o 
sistema, o nível decresce e aquele espaço antes ocupado pelo fluido, deve ser ocupado por 
alguma outra coisa, pois, do contrário, teríamosa formação de uma pressão negativa (Pint < 
Patm) e não conseguiríamos succionar o fluido para o reservatório. Na condição oposta, i, e , 
quando ocorre o retorno do fluido ao reservatório, o nível elevar-se-á novamente e teremos 
que desocupar algum espaço para que isso ocorra, pois, do contrário, teríamos uma 
contrapressão na linha de retorno. A pressão interna do reservatório deverá ser sempre igual 
a pressão atmosférica, excetuando-se, evidentemente, o caso de termos um reservatório 
pressurizado. 
Esse espaço deve ser ocupado ou desocupado pelo ar atmosférico, e assim fica 
evidente a utilização do respiro. 
O fluido quando retorna ao reservatório pode absorver ar, devido a movimentação da 
superfície livre, que deve ser eliminado para que sejam evitados problemas na sucção. Essa 
desaereação só pode ser feita através do escape do ar contido nas bolhas de espuma, e esse 
escape é feito pelo respiro. 
 
12.23- Filtros 
 
O fluido hidráulico é mantido limpo no sistema, principalmente por dispositivos tais 
como filtros. 
Utilizam-se também bujões magnéticos para captar partículas de aço no fluido. 
Estudos recentes indicaram que mesmo partículas muito pequenas, de 1 até 5 microns têm 
efeitos degradantes, causando falhas no sistema e acelerando a deterioração do óleo em 
muitos casos. 
 
 Relação entre malha e mícron 
Uma tela metálica simples é classificada pela capacidade de filtrar, por um número de 
malha ou seu equivalente. Quanto mais alto o número da malha mais fina é a tela. 
Os filtros feitos de outro material são classificados pelo tamanho mícron. Um mícron 
é equivalente a um milionésimo (1/1. 000.000) de um metro. A menor partícula que o olho 
humano pode ver tem aproximadamente 40 mícrons. 
 
Figura 33 - Bujões magnéticos. 
 
Especificações nominais e absolutas 
Quando se especifica um filtro em microns, refere-se à especificação nominal do 
filtro. Um filtro de 10 microns, por exemplo, reterá a maioria das partículas de 10 microns ou 
de tamanho maior. 
A capacidade absoluta, entretanto, será um pouco maior, provavelmente ao redor de 
25 microns. 
A especificação absoluta é efetivamente, o tamanho da menor partícula a ser retida e 
é um fator importante somente quando for imperativo que nenhuma partícula de um tamanho 
específico possa circular no sistema. 
 
12.23.1- Filtros para linhas de sucção 
 
Encontra-se instalado no reservatório, abaixo do nível do fluido. Sua função é 
impedir que os corpos sólidos de maior tamanho sejam succionados pela bomba, 
danificando-a totalmente. 
As malhas desse filtro devem ser maiores dos que as malhas dos filtros de pressão e 
retorno, pois nunca podemos causar problemas na sucção. A abertura existente entre as 
malhas é de 149µ. Deve-se evitar micragem pequena ⇒ maior entrada de ar. 
Em um sistema hidráulico, o filtro pode estar localizado em três áreas distintas: na 
linha de entrada, na linha de pressão, ou na linha de retorno. Os filtros de tela metálica são 
geralmente usados para as linhas de sucção. 
Os filtros micrômicos são geralmente usados nas linhas de retorno. 
A figura abaixo demonstra um filtro de tela metálica, típico instalado dentro do 
reservatório, na entrada da bomba. 
Um filtro de malha 100, que serve para óleo fino, protege a bomba de partículas de 
150 microns ou maiores. 
Há também filtros para linha de sucção que são montados fora do reservatório bem 
próximo à bomba. Este também é de malha grossa. Este filtro, normalmente como elemento 
de celulose, cria uma queda de pressão às vezes não tolerável numa linha de sucção. 
 
 
Figura 34 - Filtro de sucção. 
 
- O filtro de sucção é feito de tela metálica. 
 
Figura 35 – O filtro de sucção (entrada) protege a bomba. 
 
12.23.2- Filtros para linhas de pressão 
 
É montado na linha de pressão do sistema, quando se necessita uma perfeita limpeza 
do fluido a ser introduzido em um componente do sistema. 
Existem filtros projetados para uso nas linhas de pressão que podem reter as 
partículas bem menores que os filtros de sucção. Um filtro assim pode ser aplicado onde se 
deseja fazer uma filtragem mais perfeita do fluido, tais como válvulas, que toleram menos 
sujeira do que uma bomba. Naturalmente, estes filtros precisam resistir à pressão do sistema 
e são instalados na saída das bombas. É de alto custo de aquisição. (Válvulas servo pilotadas) 
 
Figura 36 - Filtro de pressão. 
 
 
Figura 37 - O filtro para linha de pressão é instalado na saída das bombas. 
 
12.23.3- Filtros para linhas de retorno 
 
Esse filtro é responsável pela filtragem de todo o fluido que retorna ao tanque, 
carregado de impurezas que foram absorvidas no ciclo de trabalho. 
Quando o elemento filtrante vai ficando contaminado, a pressão vai aumentando até 
chegar a 1 bar, quando é acionada a válvula em bypass. Dessa forma, é sempre interessante 
termos um manômetro de leitura de 0 a 10bar, colocado antes da válvula, pois assim, 
saberemos que chegou a hora de trocar o elemento filtrante quando este manômetro estiver 
registrando 1 bar. 
Estes filtros também podem reter partículas muito finas antes que o fluido retorne 
para o reservatório. São úteis principalmente em sistemas que não têm grandes reservatórios 
para permitirem o assentamento dos contaminantes. Um filtro de retorno é quase que 
obrigatório em sistemas que utilizam bombas de alto rendimento, pois estas possuem 
tolerâncias pequenas em suas peças e não podem ser protegidas suficientemente apenas por 
um filtro de sucção. 
 
 
Figura 38 - Filtro de retorno. 
 
 
 
Figura 39 - O filtro de retorno é instalado no retorno para o reservatório. 
 
 
 
12.23.4- Materiais filtrantes 
 
Os tipos de materiais filtrantes são classificados em mecânicos absorventes ou 
adsorventes. 
Os filtros mecânicos operam com telas ou discos de metal para reter as partículas. A 
maior parte dos filtros mecânicos é de malha grossa. 
 
Adsorvente - Adsorventes ou ativos, tais como carvão, não devem ser usados nos sistemas 
hidráulicos, pois podem eliminar os aditivos essenciais do fluido hidráulico. 
 
Absorvente - Esses filtros são usados para reter as partículas minúsculas nos sistemas 
hidráulicos. São feitos de material poroso como: papel, polpa de madeira, 
algodão, fios de algodão ou lã e celulose. Os filtros de papel são banhados com 
resina para fortificá-los. 
 
12.23.5- Os tipos de elementos filtrantes 
 
São construídos de várias maneiras: 
O tipo de superfície é o mais comum. Este tipo de filtro é feito de tecido trançado ou 
então de papel tratado, que permitem a passagem do fluido. Um controle preciso de 
porosidade é típico nos elementos tipo superfície. 
 
Figura 40 - Elemento filtrante (tipo de superfície). 
12.23.6- Filtros de fluxo total 
 
O termo "fluxo total" aplicado ao filtro significa que todo fluxo no pórtico de entrada 
passa através do elemento filtrante. 
Na maioria desses filtros, entretanto, há uma válvula que abre numa pressão pré-
estabelecida para dirigir o fluxo direto ao tanque. 
Isto evita que o elemento entupido restrinja o fluxo excessivamente. 
O filtro da série OFM da Vickers é deste tipo. Foi projetado primariamente para 
linhas de retorno com filtragem de 10 ou 25 microns através de um elemento tipo superfície. 
O fluxo, como mostrado, é de fora para dentro, isto é, ao redor do elemento e através do 
centro. Uma válvula de retenção se abre quando o fluxo total é restringido pelo elemento 
contaminado, elevando a pressão. Para se trocar o elemento basta remover um só parafuso. 
 
Figura 41 - Filtro de fluxo total. 
 
12.23.7- Filtros tipo indicador 
 
Os filtros indicadoressão projetados para indicar ao operador quando se deve limpar 
o elemento. 
Havendo acúmulo de sujeira, a pressão diminui, movimentando assim o elemento. 
Em uma extremidade deste está conectado um indicador, que mostra ao operador o estado do 
elemento. Outra característica deste tipo de filtro é a facilidade com que se remove ou 
substitui o elemento. A maioria dos filtros deste tipo foi projetada para uso na linha de 
sucção. 
 
Figura 42 - Filtro tipo indicador. 
 
12.24 - A pressão atmosférica alimenta a bomba 
 
Quem alimenta a bomba? 
Diferença de pressão entre o reservatório e sua entrada. É necessário criar um vácuo 
parcial ou uma pressão reduzida para que haja fluxo. 
No vácuo total os líquidos vaporizam ⇒ formação de bolhas de ar no óleo (cavitação) 
atravessam a bomba, explodindo com força considerável quando expostos à P saída. 
Mesmo que o óleo tenha boas características de vaporização uma P muito baixa na entrada 
permitirá ao ar misturado com óleo escapar (mistura ar com óleo) �pode causar a cavitação. 
Quanto mais rápido a bomba girar menor será esta pressão, aumentando assim, a 
possibilidade de cavitação. 
Pressão à entrada de bomba menor ou igual à pressão de vapor � cavitação �fator 
limitativo da altura de colocação de uma bomba Hmax ⇒ P1 = Pv 
 
Cavitação: fenômeno que ocorre na câmara de bombeamento devido a implosão de bolhas de 
vapor ou gás no fluido, quando se atinge a pressão de vaporização do mesmo. 
 
Recomendações para se evitar cavitação: 
- vácuo máximo de 0,85 Kgf/cm2; 
- verificar filtro de sucção, está totalmente imerso no fluido e se o respiro do reservatório 
não se encontra obstruído; 
- evitar altas rotações da bomba; 
- utilizar fluido na viscosidade indicada; 
- alturas excessivas para que as linhas de entrada permitem o fluxo com um mínimo de 
atrito; 
- uniões do ducto de sucção estão bem vedadas; 
- dimensões na linha de sucção estão corretas. 
 
12.25- Bombas hidráulicas 
 
A bomba é provavelmente o componente mais importante e menos compreendido no 
sistema hidráulico. Sua função é a de converter a energia mecânica em energia hidráulica, 
recalcando o fluido hidráulico ao sistema. 
As bombas são feitas em vários tamanhos e formas, mecânicas e manuais com 
diversos mecanismos de bombeamento e para diversas aplicações. Todas as bombas, 
entretanto, são classificadas em uma de duas categorias básicas: Hidrodinâmica ou 
Hidrostática. 
- Hidrodinâmica 
As bombas de deslocamento não positivo, por exemplo, as centrífugas, são usadas 
normalmente na transferência de fluidos, onde a resistência ao escoamento é provocada 
apenas pelo peso do fluido e pelos atritos conseqüentes ao escoamento. A maioria das 
bombas de deslocamento não positivo opera pela força centrífuga onde o fluido, ao entrar na 
bomba, é expelido para a saída por meio de um impulsor que gira rapidamente. 
 
Figura 43 - Bombas centrífugas. 
 
Não existe uma vedação positiva entre os pórticos de entrada e de saída e as 
capacidades de pressão dependem da velocidade de giro. Embora estas bombas forneçam um 
fluxo suave e contínuo, sua vazão diminui quando a resistência aumenta. É possível bloquear 
completamente o pórtico da saída em pleno funcionamento da bomba. Por estas razões, as 
bombas de deslocamento não positivo são raramente usadas em sistemas hidráulicos. 
 
- Hidrostática 
As bombas de deslocamento positivo são denominadas, também, de bombas hidrostáticas. 
Uma vedação mecânica separa a entrada e saída da bomba, e o volume de fluido succionado 
é transferido para o lado de saída e fornecido para o sistema. A sucessão de pequenos 
volumes de fluidos transferidos dessa forma proporciona uma vazão bem uniforme, 
independente do aumento de pressão no sistema, tendo-se assim, uma quantidade de fluido 
positiva que é transferida ao mesmo sistema por unidade de revolução ou curso. 
Naturalmente, a vazão poderá ser mais ou menos uniforme, de acordo com a característica 
construtiva da bomba. 
 Como permitem a transmissão de potência, essas bombas são aplicadas em circuitos 
óleos-hidráulicos. 
 As bombas de deslocamento positivo são geralmente, apresentadas pela sua 
capacidade máxima de pressão a que pode resistir e vazão nominal, a partir de uma 
determinada rotação e potência fornecidas. 
A vazão da bomba aumenta ou diminui em uma relação direta com a rotação fornecida. 
As bombas podem ser de deslocamento fixo ou variável, sendo que, as variáveis 
podem ter a possibilidade de variar a vazão de um valor máximo até zero, em sentido único 
ou com reversão de sentido. As bombas de deslocamento positivo fornecem uma dada 
quantidade de fluido para cada rotação ou ciclo. A vazão, à exceção de perdas por vazamento 
é independente da pressão, tornando-se adequadas para transmitir força. 
 
12.25.1- Especificações de bombas 
 
As bombas são geralmente classificadas por sua capacidade de pressão e pela sua vazão a 
uma dada velocidade de giro. 
 
12.25.1.1- Pressão nominal 
A faixa de pressão de uma bomba é determinada pelo fabricante, baseado numa vida 
útil razoável da bomba sob condições de operação específicas. É importante notar que não há 
um fator de segurança padronizado nesta relação. Operando com pressões elevadas pode-se 
reduzir a vida de serviço da bomba ou causar danos sérios. 
 
12.25.1.2- Deslocamento 
 
Uma bomba é caracterizada por sua vazão nominal. Realmente sem carga a vazão 
recalcada é maior que à pressão de trabalho. Sua vazão também é proporcional à velocidade 
de giro. O deslocamento é o volume de fluido transferido numa rotação. É equivalente ao 
volume de uma câmara de bombeamento multiplicado pelo número de câmaras. Expressa-se 
o deslocamento em cm³/rot. 
A maioria das bombas tem um deslocamento fixo que não pode ser modificado a não 
ser pela substituição de certos componentes. É possível, entretanto, variar as dimensões da 
câmara de bombeamento por meio de controles externos, variando assim o deslocamento. 
Em certas bombas de palhetas não balanceadas e também em muitas unidades de pistões, o 
deslocamento pode ser variado de zero ao máximo, tendo algumas ainda a possibilidade de 
inverter a direção do fluxo. 
 
12.25.1.3- A vazão (lpm) 
 
Muitos fabricantes fornecem uma tabela ou gráfico, mostrando a vazão de uma 
bomba e a demanda de energia sob condições de teste em relação às velocidades de rotação e 
pressão. 
 Tabela 4 – Tabela Típica de Especificações 
 
 
12.25.1.4- O rendimento volumétrico 
 
Teoricamente, uma bomba desloca uma quantidade de fluido igual a seu 
deslocamento em cada ciclo ou rotação. Na realidade, o deslocamento verdadeiro é inferior 
devido a vazamentos internos. Quanto maior a pressão, maior será o vazamento da saída para 
a entrada da bomba ou para o dreno, reduzindo assim, o rendimento volumétrico. 
O rendimento volumétrico é igual à vazão real que a bomba recalca, dividida pela 
vazão que teoricamente recalcaria se não ocorressem vazamentos. 
ηv = Vazão real x 100 
Vazão teórica 
Por exemplo, se teoricamente uma bomba recalcaria 40 l/min e a 70 bar recalca 36 l/min, seu 
rendimento volumétrico é de 90% a 70 bar. 
 %90100
40
36
v =×=η 
 
12.25.2- Classificação e descrição das bombas 
 
 As bombas de deslocamento positivo podem ser: 
A 
L 
T 
Pistão 
ou 
Êmbolo 
Duplo efeito 
 
 
Simplex 
Duplex 
 
Acionadas por 
vapor 
 
E 
R 
N 
A 
T 
I 
V 
A 
S 
 
 
 
 
 
 
 
 
Diafragma 
 
 
 
Simples efeito 
Duplo efeito 
 
Simplex 
Duplex 
Triplex 
MultiplexSimplex 
Multiplex 
Acionadas por 
motores de 
combustão 
interna ou 
elétricos 
 
 
Operação por 
fluido ou 
mecanicamente 
 
R 
O 
T 
A 
T 
I 
V 
A 
S 
Um só rotor 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Rotores múltiplos 
Palhetas 
Pistão rotativo 
Elemento flexível 
Parafuso simples 
 
 
 
 
Engrenagens 
 
Rotor lobular 
Pistões oscilatórios 
 
Parafusos 
deslizantes 
oscilantes 
flexíveis 
 
 
 
 
exteriores 
interiores 
 
 
 
duplos 
múltiplos 
 
 
 Nas bombas volumógenas existe uma relação constante entre a descarga e a 
velocidade do órgão propulsor da bomba. 
 Nas bombas alternativas, o líquido recebe a ação das forças diretamente de um pistão 
ou êmbolo (pistão alongado) ou de uma membrana flexível (diafragma). 
 Podem ser de: 
 Simples efeito - quando apenas uma face do êmbolo atua sobre o líquido. 
 Duplo efeito - quando as duas faces atuam. 
 Chamam-se ainda: 
 Simplex - quando existe apenas uma câmara com pistão ou êmbolo. 
 Duplex - quando são dois pistões ou êmbolos. 
 Triplex - quando são três os pistões ou êmbolos. 
 Multiplex - quando são quatro ou mais pistões ou êmbolos. 
 
 
Figura 44 - Bomba de êmbolo de simples efeito. 
 
 Podem ser acionadas pela ação do vapor (steam pumps) ou por meio de motores 
elétricos ou também por motores de combustão interna (power pumps). 
 Nas bombas citadas, o pistão ou êmbolo pode ser de simples ou duplo efeito. As 
figuras abaixo representam croquis de várias bombas de êmbolo. 
` 
Figura 45 - Bomba de êmbolo de simples efeito. 
 
 
Figura 46 - Bomba alternativa de pistão de simples efeito. 
 
 
Figura 47 - Bomba alternativa de pistão de duplo efeito. 
 
 Nas bombas rotativas, o líquido recebe a ação de forças provenientes de uma ou mais 
peças dotadas de movimento de rotação que, comunicando energia de pressão, provocam seu 
escoamento. A ação das forças se faz segundo a direção que é praticamente a do próprio 
movimento de escoamento do líquido. A descarga e a pressão do líquido bombeado sofrem 
pequenas variações quando a rotação é constante. Podem ser de um ou mais rotores. 
 Existe uma grande variedade de tipos de bombas rotativas, entre as quais as indicadas 
na Fig. 48. 
 
Figura 48 - Bombas rotativas. 
 
 12.25.3- Tipos de bombas 
 
 - Tipos de bombas de vazão fixa: 
 - manuais 
 - engrenagens 
 - parafusos 
 - palhetas 
 radiais 
- pistões 
 axiais 
 - Tipos de bombas de vazão variável: 
 - manuais 
 - palhetas 
 
 radiais 
 - pistões 
 axiais 
 
 12.25.3.1- Bombas manuais: 
 
 A bomba manual é aquela que é acionada pela força muscular do operador. A mais 
conhecida delas é a bomba de poço, de aplicação bem conhecida em locais em que a água é 
obtida de poços. 
 Seu funcionamento é simples, e, para melhor ilustrá-lo, explicaremos o acionamento 
da bomba manual na figura que segue. 
 
Figura 49 - Bomba manual de dupla ação. 
 
 Quando movimentamos a alavanca no sentido indicado pela flecha, o pistão interno 
ao cilindro mover-se-á da esquerda para a direita, succionando fluido do reservatório pela 
entrada “1” e impulsionando óleo de dentro do cilindro pela saída “4”, ao mesmo tempo em 
que a entrada “2” permanece fechada pela ação da mola e da pressão do óleo que está sendo 
impulsionado, assim como a saída “3” também permanece fechada pela ação da mola e da 
pressão negativa ocasionada na sucção. O mesmo acontece no movimento inverso em que a 
entrada do óleo se dá pelo orifício “2” e saída pelo “3” enquanto “1” e “4” permanecem 
fechados. 
12.25.3.2- Bombas de engrenagens: 
 
A bomba consiste de duas engrenagens, sendo uma motriz acionada pelo eixo e outra 
movida, montadas numa carcaça com placas laterais (chamadas placas de desgaste ou 
pressão). 
 
 
Figura 50 - Bomba de engrenagens externas. 
 
As engrenagens giram em sentidos opostos criando uma depressão na câmara de 
entrada da bomba. O fluido introduz-se nos vãos dos dentes e é transportado junto à carcaça 
até a câmara de saída. Ao se engrenarem novamente, os dentes forçam o fluido para a 
abertura de saída. A alta pressão na abertura de saída impõe uma carga radial 
desbalanceadora nas engrenagens e nos rolamentos que as apóiam. A figura abaixo, ilustra 
uma bomba típica de engrenagens com dentes internos, nesta, as câmeras de bombeamento 
são formadas entre os dentes das engrenagens. 
Uma vedação em forma de meia lua é montada entre as engrenagens e localizada no 
espaço entre a abertura de entrada e de saída, onde a folga entre os dentes das engrenagens é 
máxima. 
 
Figura 51 - Bombas de engrenagens internas. 
Características das bombas de engrenagens 
 
A maioria das bombas de engrenagens é de deslocamento fixo. Elas existem numa faixa 
de pequenas a grandes vazões. 
Devido ao fato de serem do tipo não balanceado, são geralmente unidades de baixa 
pressão, porém existem bombas de engrenagens que atingem até 200 bar. Com o desgaste, o 
vazamento interno aumenta. 
Entretanto, as unidades são razoavelmente duráveis e toleram a sujeira mais do que 
outros tipos. Uma bomba de engrenagens com muitas câmaras de bombeamento gera 
freqüências altas e, portanto tende a fazer mais barulho, porém, foram feitos muitos 
melhoramentos nestes últimos anos, com o intuito de diminuir o nível de ruído. 
 
12.25.3.3- Bomba de rotores lobulares 
 
 Seu princípio de funcionamento é idêntico ao das bombas de engrenagens, 
sendo que, as engrenagens, são substituídas pelos rotores do tipo Roots, que chamamos de 
lóbulos. 
 
Figura 52 - Bomba de rotores lobulares 
 
Aqui não existe o contato direto entre os lóbulos como ocorre na bomba de 
engrenagens. Os rotores são acionados por duas engrenagens que ficam externamente à 
bomba. Podemos notar que, a vazão menos suave neste tipo de bomba e o nível de ruído será 
mais elevado, além de seu custo também ser relativamente alto. Sua utilização, portanto, será 
limitada a casos específicos. 
 
12.25.3.4- Bombas de palhetas 
 
O princípio de funcionamento de uma bomba de palhetas é mostrado na figura 
abaixo. Um motor provido de ranhuras gira dentro de um anel excêntrico. Nas ranhuras do 
rotor são colocadas as palhetas as quais entram em contato com a face interna do anel 
quando o rotor gira. 
 
Figura 53 - Funcionamento de uma bomba de palhetas não balanceadas. 
 
A força centrífuga e a pressão sob as palhetas as mantém contra o anel. Formam-se 
câmaras de bombeamento entre palhetas, rotor, anel e as duas placas laterais. Na abertura de 
entrada, a pressão diminui quando aumenta o volume entre o rotor e o anel. O óleo que entra 
neste volume fica preso nas câmaras, sendo empurrado para a abertura de saída quando este 
volume diminui. A vazão da bomba depende da espessura do anel e do rotor, bem como do 
contorno do anel. 
 
Figura 54 - Deslocamento de uma bomba de palhetas. 
12.25.3.4.1- Bombas tipo não balanceado 
 
A construção da bomba é do tipo não balanceado e o eixo sofre uma carga radial 
quando houver pressão no sistema e, portanto, no rotor. Esta construção do tipo não 
balanceado é limitada, em grande parte, à bomba de deslocamento variável. 
 
Figura 55 - Bomba de palhetas de deslocamento variável compensado por pressão. 
 
O deslocamento desta bomba pode ser modificado através de um controle externo, tal 
como um volante ou então, um compensador de pressão. O controle movimenta o anel 
mudando a excentricidade entre o anel e o rotor, reduzindoou aumentando, conforme a 
posição do anel e câmara de bombeamento. 
 
12.25.3.4.2- Bombas tipo balanceado 
 
Hoje, a maioria das bombas de palhetas de deslocamento fixo utiliza o conjunto 
balanceado idealizado por Harry Vickers, que desenvolveu a primeira bomba de palhetas 
hidraulicamente balanceada, de alta velocidade e de alta pressão, na década de 1920. Esta 
bomba e suas invenções subseqüentes contribuíram ao rápido avanço da indústria da 
hidráulica e da companhia por ele fundada, conhecida hoje como a divisão Vickers da 
TRINOVA. 
Neste tipo, o anel é elíptico ao invés de redondo, o que permite dois conjuntos de 
pórticos internos. 
 
 
Figura 56 - Princípio de balanceamento em uma bomba de palhetas. 
 
As duas aberturas de saída e as duas de entrada, são separadas de 180°, de tal forma 
que as forças de pressão ou de sucção no rotor se cancelam evitando a carga radial no eixo e 
nos rolamentos. O deslocamento de fluido deste tipo não pode ser variado. Porém, são 
fabricados anéis intercambiáveis com elipses diferentes, tornando possível modificar uma 
bomba para aumentar ou diminuir sua vazão. 
 
12.25.3.4.3- Bombas duplas redondas 
 
As bombas redondas também são construídas em versões duplas, com dois conjuntos 
rotativos e com um único eixo comum. A figura abaixo mostra uma bomba dupla. 
 
Figura 57 - Bomba dupla redonda. 
 
12.25.3.4.4- Bombas de palhetas tipo "quadrado" 
 
Estas bombas foram feitas originalmente projetadas para aplicações mobile. São 
também hidraulicamente balanceadas, porém sua construção é mais simples que as bombas 
redondas. O conjunto rotativo consiste de um anel, montado entre o corpo da bomba e a 
tampa, um rotor, doze palhetas e uma placa de pressão, comprimida por uma mola. O pórtico 
da entrada se encontra no corpo da bomba e o de saída na tampa a qual pode ser montada em 
quatro posições diferentes, para facilitar a montagem da tubulação. 
 
Figura 58 - Bomba de palheta tipo "quadrado". 
 
Funcionamento 
 
A mola comprime a placa de pressão contra o anel. Quando a pressão na abertura de 
saída aumenta esta se associa à pressão da mola para fixar a placa contra o anel e o rotor, 
superando as forças internas que tendem a separá-los. 
 
Figura 59 - Princípio de funcionamento. 
 
A partida é efetuada ao se gira o eixo a aproximadamente 600 rpm, com isto a força 
centrífuga será suficiente para expulsar as palhetas de dentro das ranhuras encostando-as na 
superfície interna do anel. 
A placa de pressão possui ranhuras que permitem que a pressão de recalque atuem 
sob as palhetas de tal forma a aumentar a intensidade da força que as comprimem contra o 
anel. 
Se for necessário inverter o sentido de rotação do eixo, será preciso remover o anel e 
recolocá-lo invertido. As setas, impressas no próprio anel, indicam em que sentido o eixo 
deve girar. 
Estas bombas são fabricadas em vários tamanhos, com diversos conjuntos disponíveis 
para cada modelo. As bombas duplas têm uma abertura de entrada comum, entre as duas 
unidades. 
 
Figura 60 - Bomba dupla "quadrada". 
 
A descarga de um conjunto normalmente o maior dos dois, está localizada no lado do 
eixo, e a outra, na tampa. A construção do conjunto é igual à de uma bomba simples, 
facilitando as combinações de tamanhos e vazões. 
 
12.25.3.4.5- Bombas de palhetas de alto rendimento 
 
O mais recente projeto de bombas de palhetas balanceadas é a série de alto 
rendimento, para pressões mais altas e maiores velocidades de acionamento. 
Uma bomba simples típica e a bomba dupla é mostrada nas figuras abaixo. 
 
 
Figura 61 - Bomba de palhetas de alta eficiência. 
 
 
 
Figura 62 - Construção de bomba dupla de alto rendimento. 
 
 
12.25.3.4.5.1- Intrapalhetas 
 
Os conjuntos de bombas de alto rendimento incorporam intrapalhetas (pequenos 
suplementos nas palhetas), para variar a força de contato destas contra o anel, nos quadrantes 
de alta e baixa pressão. 
 
Figura 63 - Princípio de funcionamento. 
 
As bombas redondas e quadradas já mencionadas utilizam a pressão de saída na parte 
inferior das palhetas, constantemente, para promover o contato efetivo desta contra o anel. 
Nas unidades de alto rendimento, devido à relação entre tamanho e pressão, esta 
caracterização pode resultar em sobrecarga e desgaste prematuro nas pontas das palhetas e 
do contorno do anel. 
Nestas bombas a pressão é mantida nas duas extremidades das palhetas, por meio de 
furos especiais no rotor, bem como no vão proporcionado pela intrapalheta. 
Como a pressão atua nas duas extremidades da palheta, esta fica equilibrada, restando 
então somente a força centrífuga, para fazer o contato deste contra o anel. 
Esta característica elimina cargas excessivas no contato da palheta com o anel bem 
como impede que esta se separe do anel em condições de cavitação. 
 
12.25.3.4.5.2- Conjunto rotativo pré-montado (Cartucho) 
 
O conjunto rotativo utilizado na bomba de alto rendimento é composto de um anel, 
rotor, palhetas, intrapalhetas, placas de pressão flexíveis, placas de desgaste, pinos guia e 
parafusos pré-montados. 
Conjuntos para reposição são fornecidos (pré-testados) para substituição rápida. São 
montados para girar só à direita ou só à esquerda, porém podem ser alterados, se necessário, 
para girar em sentido oposto. As setas servem como guia do sentido de acionamento. Os 
pórticos de entrada e saída da bomba não se modificam, tanto com rotação à direita quanto à 
esquerda. 
 
 
Figura 64 - Conjunto rotativo pré-montado. 
 
12.25.3.4.5.3- Posições dos pórticos 
 
As séries de bombas de alto rendimento assim como as bombas "quadradas" são 
construídas de tal maneira que as posições dos pórticos possam ser facilmente modificadas 
para qualquer uma das quatro combinações. 
Isto é conseguido removendo-se os quatro parafusos e girando a tampa. O conjunto 
dentro do corpo precisa ser girado também, caso contrário a abertura de entrada pode ser 
restringida pelo conjunto. 
Os dois pinos guia se encaixam nos furos de tampa para facilitar a montagem, bem 
como para assegurar a posição correta do conjunto. 
 
12.25.3.4.5.4- Características de operação de bombas de palhetas 
 
As bombas de palhetas cobrem uma faixa de pequena a grande vazão, com pressões 
de trabalho de até 200 bar. São seguras, de fácil manutenção. A superfície interna do anel e 
as pontas das palhetas são os pontos de maior desgaste, e esses são compensados pelas 
palhetas que podem se mover mais nas ranhuras do rotor. A limpeza e um fluido apropriado 
são essenciais para uma vida longa em serviço. Recomenda-se óleo de petróleo com boas 
características anti-desgaste. Entretanto, muitas bombas têm trabalhado, com sucesso com 
fluidos sintéticos. 
 
12.25.3.5- Bombas de pistão axial com placa inclinada 
 
Em bombas de pistão do tipo axial, o conjunto de cilindros e o eixo estão na mesma 
direção e os pistões se movimentam paralelamente ao eixo de acionamento. O tipo mais 
simples é mostrado na figura abaixo. Um eixo gira o bloco de cilindros. Os pistões são 
ajustados aos cilindros e apoiados por sapatas sobre uma placa inclinada. 
 
 
 
Figura 65 e 66 - Bomba de pistões em linha. 
 
Quando se gira o conjunto as sapatas seguem a inclinação da placa, causando um 
movimento alternado dos pistões nos seus cilindros. 
 
 
Figura 67 - Princípio de funcionamento. 
 
Os pórticos são localizados de tal maneira que a linha de sucção se situe onde os 
pistões começam a recuar e a abertura de saída onde os pistões começam a ser forçados para 
dentro dos cilindros no conjunto. 
 
Deslocamento 
 
Nessas bombas, odeslocamento também é determinado pelo tamanho, quantidade de 
pistões e seus cursos a função da placa inclinada é a de controlar o curso dos pistões. 
Nos modelos de deslocamento variável, a placa está instalada num balancim. 
Movimentado-se este, o ângulo da placa varia para aumentar ou diminuir o curso dos pistões. 
Este pode ser posicionado manualmente, por servo controle, por compensador de pressão, ou 
então por qualquer outro meio de controle. As figuras abaixo demonstram um controle por 
compensador. O ângulo máximo nas unidades mostradas é 17,5 graus. 
 
 
 
 
Figura 68 - Variação do deslocamento da bomba de pistões em linha. 
 
Funcionamento do compensador 
 
O funcionamento do compensador numa bomba de pistões em linha é mostrado 
esquematicamente na figura abaixo. O controle consiste de uma válvula compensadora 
equilibrada entre a pressão do sistema e a força de uma mola, um pistão que é controlado 
pela válvula que movimenta o balancim e uma mola para retornar este balancim. 
 
 
Figura 69 - Funcionamento do compensador. 
 
Se não houver pressão no sistema a mola segura o balancim na inclinação máxima. A 
medida que a pressão do sistema for aumentando, ela age na extremidade do embolo da 
válvula. Quando esta pressão for suficiente para vencer a força da mola do embolo 
compensador, este se desloca e permite que o óleo entre no pistão (o que é movimentado 
pela pressão do óleo) diminuindo o ângulo do balancim e, portanto diminuindo o 
deslocamento da bomba. Se a pressão do sistema for menor que a força da mola, o êmbolo 
será forçado a voltar, o óleo do pistão será drenado na carcaça da bomba e uma mola 
empurra o balancim ao ângulo máximo. Assim, o compensador ajusta a vazão de óleo 
necessária para manter uma determinada pressão. Evita-se assim uma perda excessiva de 
energia, que normalmente ocorre através da válvula de segurança descarregando a vazão 
total da bomba durante operações de travamento. 
 
12.26- Válvulas de pressão 
 
As válvulas controladoras de pressão assumem diversas funções nos sistemas 
hidráulicos, tais como: estabelecer a pressão máxima, reduzir a pressão de certas 
linhas do circuito, estabelecer seqüências de movimentos e outras. A base de 
operação dessas válvulas é um equilíbrio entre pressão e a força de uma mola. A 
maioria é de posicionamento infinito; isto é, a válvula pode assumir várias posições 
entre a de totalmente aberta e a de totalmente fechada, dependendo da vazão e da 
diferença de pressão. As válvulas controladoras de pressão, são usualmente 
chamadas por suas funções primárias, ou seja, válvulas de segurança, de seqüência, 
de frenagem etc.. Elas são classificadas pelo tipo de conexões, pelo tamanho e pela 
faixa de pressões de trabalho. 
 As válvulas reguladoras de pressão têm por função básica limitar ou determinar a 
pressão do sistema hidráulico para a obtenção de uma determinada função do equipamento 
acionado. Podem ser encontradas trabalhando em qualquer uma das cinco situações 
seguintes: 
 
Limitando a pressão máxima do sistema 
 
 Todos os sistemas que possuírem uma bomba de deslocamento fixo necessitam de 
uma válvula de segurança. Quando por exemplo, uma bomba manda fluido para um cilindro 
e este chega ao fim de curso, a pressão sobe de tal forma até um nível máximo em que ocorre 
dano ao sistema. Vemos, portanto, que a limitação da pressão, através de uma reguladora de 
pressão, é decisiva nesse tipo de circuito. 
 
Determinando um nível de pressão de trabalho 
 
 Em alguns sistemas o alívio é um mero fator de segurança, em outros, é componente 
do controle do trabalho. Aqui, a reguladora de pressão mantém a pressão do sistema em um 
nível uniforme, às vezes desviando para o tanque parte de todo o fluido fornecido pela 
bomba durante determinados momentos do ciclo de trabalho. Ela controla a força ou torque 
máximo dos atuadores, assegurando a não danificação do equipamento ou da peça a ser 
trabalhada. 
 
Determinando dois níveis diferentes de pressão 
 
 Alguns sistemas necessitam de pressões mais elevadas em determinadas partes do 
ciclo de trabalho e mais inferiores em outras. Isso pode ser previsto na utilização das 
reguladoras de pressão. 
 
Determinando ao mesmo tempo dois níveis de pressão distintos 
 
 Uma reguladora do tipo alívio determina a alta pressão e uma redutora, a baixa. Uma 
pode ser ajustada diferentemente da outra sem se afetarem mutuamente, de acordo com a 
posição que elas assumiram no sistema hidráulico. 
 
Descarregando a bomba 
 
 Alguns circuitos às vezes não necessitam de toda a potência fornecida em 
determinadas fases do ciclo. A potência em excesso, geralmente, transforma-se em calor, 
aquecendo o fluido. Uma reguladora ajustada de forma conveniente evita que isso ocorra. 
 
 Os dispositivos de controle de pressão conhecidos podem ser: 
 
 - Válvulas de alívio e segurança 
 - Válvulas de descarga 
 - Válvulas de contrabalanço 
 - Válvulas de seqüência 
 - Válvulas redutoras 
 - Válvulas supressoras de choque 
 
12.26.1- Válvula de segurança (Alívio de pressão) 
 
As válvulas de segurança estão presentes em praticamente todos os sistemas 
hidráulicos. É uma válvula normalmente fechada, situada entre a linha de pressão 
(saída da bomba) e o reservatório. Sua função é a de limitar a pressão no circuito ou 
em parte dele, , a um nível pré-selecionado, pelo desvio de uma parte ou de toda a 
vazão da bomba ao reservatório quando o ajuste da válvulas é alcançado., e, proteger 
o sistema, e os diversos equipamentos que o compões, contra sobrecargas. 
 
12.26.1.1- Válvula de alívio e segurança de operação direta (Válvula de segurança 
simples) 
 
 Constitui-se basicamente de um corpo contendo duas aberturas, sendo uma de entrada 
de fluido sob pressão e outra de saída para o reservatório. 
 Como mostra a fig. dentro do corpo se encontram montados uma esfera ou “poppet” 
(cone) mantidos contra sua sede por efeito da mola cuja tensão é regulada através de um 
parafuso. 
 
Figura 70 – Símbolo e válvula de segurança. 
 
 Seu principio de funcionamento é simples. A pressão existente no sistema é aplicada 
diretamente sobre a parte da esfera ou “poppet” exposta a pressão. Essa esfera ou “poppet” é 
mantida assentada na sede pela ação da mola. Quando a pressão sobrepuja a ação da mola, a 
esfera ou “poppet” afasta-se da sede permitindo que o fluido escape para o reservatório, 
aliviando a pressão. 
 Se a pressão continua a subir, comprimimos mais a mola afastando ainda mais a 
esfera ou “poppet” e dessa forma uma vazão maior de fluido retorna para o reservatório. 
 Vemos, portanto, que quanto maior for a pressão, mais comprimida estará a mola, 
guardando entre si uma relação diretamente proporcional até um valor máximo em que toda 
a vazão da bomba é desviada para tanque. 
 Observe-se que apesar de acontecer o desvio de determinada vazão de fluido para o 
reservatório, a pressão do sistema permanece constante pois, se de alguma forma ela 
decrescer a um nível abaixo da mínima pressão de abertura, imediatamente a mola empurra a 
esfera ou “poppet” contra a sede, fechado novamente a passagem. 
 A pressão na qual a válvula começa a abrir é denominada de “pressão de 
abertura”(cracking pressure). A pressão na qual toda a vazão da bomba é desviada para 
tanque é denominada de “pressão de máxima vazão” (full flow pressure) que é maior do que 
a pressão de abertura. E finalmente, depois de feito o alívio, a válvula deve novamente, e 
para se iniciar um novo ciclo, a pressão deve cair para um nível inferior à pressão de 
abertura, já que a tendência do óleo é continuar a fluir (equação de Bernoulli);a essa pressão 
damos o nome de “pressão de ressentamento” (reseating pressure). 
 A título de caráter informativo, podemos dizer que a pressão de abertura gira em 
torno de 50 a 60% da pressão de máxima vazão. Podemos observar que durante o intervalo 
entre essas duas pressões, passamos a ter um sistema em baixa eficiência com perda de 
potência transformada em calor. 
 
- Utilização 
 
 O uso das válvulas de alívio de ação direta é limitada, pois, não permitem uma 
regulagem precisa da pressão, não possuindo boa repetibilidade e estabilidade. É uma 
válvula desse tipo, regulada para 70 bar, pode abrir a uma pressão bem diferente desse valor 
regulado. 
 
- Onde pode ser utilizada 
 
 Para sistemas de baixa potência e vazão, a válvula de alívio e segurança de operação 
direta é a melhor escolha devido ao custo. Para sistemas de maior potência só se recomenda 
sua operação em “stand by” a fim de prever a segurança do circuito. 
 Podemos também utilizar essa válvula como controladora do piloto de uma válvula 
de alívio de operação indireta (controle remoto,). Da mesma forma são utilizadas em linhas 
de ventagem em que, como nas linhas piloto, a vazão é menor. 
 
- Onde não pode ser utilizado 
 Alguns tipos de válvulas de alívio de operação direta emitem um pequeno ruído a 
determinadas vazões e pressões. Esse ruído é provocado por uma vibração interna ou 
flutuação da esfera ou “poppet”, que, se danificarão, caso a válvula esteja sendo utilizada 
constantemente para a descarga da bomba. 
 Devido a grande diferença entre a pressão de abertura e a pressão de vazão máxima, a 
alívio de operação direta não fornece uma boa proteção ao sistema se estiver regulada para 
prever uma operação em “bleed” (sangria ou desvio de fluido). Se for regulada para uma 
pressão mais baixa, a válvula comprometerá a velocidade e potência dos atuadores, assim 
como, haverá uma geração de calor excessiva. 
 
12.26.1.2- Válvula de alívio e segurança diferencial 
 
 Trata-se de uma variação de alívio direta cuja finalidade é expor uma área menor do 
poppet a ação da pressão do sistema, permitindo a utilização de molas mais fracas e de 
menores dimensões com melhores características, aumentando assim, a performance da 
válvula. 
 A figura mostra esse tipo de válvula no qual temos um pequeno pistão diferencial que 
possui um pescoço na parte central e um ressalto na parte inferior. Esta válvula opera em 
dois estágios. O estágio piloto no corpo superior contém a válvula limitadora de pressão e 
um pequeno pistão é mantido na sede por uma mola ajustável. Os pórticos se encontram no 
corpo inferior, e o desvio de fluxo é conseguido devido ao deslocamento de um pistão 
balanceado localizado neste corpo. A pressão do sistema entrando por qualquer uma das 
duas tomadas laterais, vai agir em uma área anular que é dada pelo valor da área do pequeno 
pistão menos a área do ressalto da parte inferior. 
 
 
Figura 71 - Válvula de segurança composta. 
 Pela variação do diâmetro do ressalto, variamos a área efetivamente exposta à 
pressão, de acordo com o desejado. A pressão do sistema sobrepujando a ação da mola, 
obriga o conjunto a se deslocar até que, num determinado ponto, o óleo é aliviado para 
tanque. 
 Quando se necessita de válvulas diferenciais para altas capacidades de pressão e 
vazão, utiliza-se esse tipo de válvula. 
 
12.26.1.3 - Válvula de alívio e segurança de operação indireta 
 
 Também denominadas de válvulas de alívio e segurança pilotadas. São aqueles em 
que uma válvula de operação direta comanda a operação de uma válvula direcional de duas 
vias. 
 O princípio de funcionamento da válvula de alívio pilotada é simples. Tomando como 
referência o esquema da figura anterior, vemos que a pressão procedente do sistema 
hidráulico penetra na válvula pela entrada de pressão e age contra o “spool”(carretel) que se 
encontra na posição tal que fecha a passagem de óleo para tanque. Essa mesma pressão irá 
agir contra a válvula de alívio de operação direta de controle através do orifício existente no 
“spool”. Ao mesmo tempo, essa pressão irá agir em ambos os lados do “spool” que, tendo a 
mesma área, sofre esforços idênticos em sentidos contrários. Dessa forma, o “spool” 
mantém-se balanceado hidraulicamente e é obrigado a ocupar a posição normalmente 
fechada por efeito de uma mola existente em sua parte superior. 
 A pressão de abertura desejada é regulada na válvula de alívio de operação direta 
modificando-se a tensão aplicada na mola através do parafuso de regulagem. Quando a 
pressão atinge o valor selecionado, afasta o “poppet” de sua sede e uma pequena vazão de 
óleo começa a fluir através da válvula e pelo dreno interno para o lado da descarga e daí para 
o reservatório. 
 A câmara acima do “spool” tende a esvaziar-se e iniciar então uma vazão de fluido a 
altíssima velocidade através do orifício. Essa vazão provoca uma perda de carga no orifício, 
fazendo com que haja um diferencial entre ambas as faces do “spool”. 
 Esse diferencial provoca o deslocamento do “spool” para cima comunicando a 
entrada de pressão com a descarga para tanque, fazendo com que a pressão do sistema seja 
aliviada. 
 O filtro existente no “spool” é um acessório que impede que, qualquer impureza 
obstrua o orifício, comprometendo o bom funcionamento da válvula. 
 A válvula de alívio e segurança de operação indireta pode permitir a passagem de 
vazões maiores, mesmo porque, a vazão que atravessa o duto piloto para abertura da válvula 
é bem pequena, comparada com a vazão total do sistema. 
 
12.26.1.4 - Válvula de segurança pré-operada 
 
 
Figura 72 – Operação de válvula de segurança de pistão balanceado. 
 
O fluxo, restringido provoca um aumento de pressão na câmara inferior. Isto cria 
desequilíbrio de forças hidráulicas e o óleo levanta o pistão de sua sede. 
Quando a diferença de pressão entre as câmaras superior e inferior for suficiente para 
vencer a tensão da mola (aproximadamente 1,5 bar) o pistão maior (do estágio inferior) é 
forçado para fora de sua sede permitindo que o fluxo passe ao tanque. Quanto maior o fluxo, 
maior a vazão que retorna, porém, como a compressão é feita apenas em uma mola fraca, a 
sobrepressão é mínima. 
 
Ventagem 
 
Fazer a ventagem de um sistema hidráulico significa despressurizá-lo por meio de 
uma conexão ligada na válvula limitadora de pressão; fazendo-se necessário quando da 
partida/parada das bombas hidráulicas, principalmente em sistemas de média/alta pressão, 
bem como naqueles onde esses componentes permanecem muito tempo em funcionamento 
sem efetiva realização de trabalho. 
Com isso temos a elevação da vida útil das bombas com a significativa redução no 
consumo de energia elétrica, uma vez que os picos de partida/parada serão muito mais 
suaves. 
A ventagem pode ser feita manualmente, porém nos circuitos industriais é feita por 
uma válvula direcional acionada por solenóide. Tal válvula pode vir montada no corpo da 
válvula reguladora de pressão principal ou separada desta, dependendo do princípio 
construtivo da mesma. 
Ao ser acionada, a válvula direcional permite a passagem do fluxo, que atuará sobre o 
poppet de regulagem, diretamente para o tanque com baixa resistência ao deslocamento do 
mesmo, assim no lado da mola, a pressão cai e o êmbolo principal da limitadora de pressão 
fica aberto por ação da pressão na área anterior do mesmo (lado contrário da mola) devido a 
diferença de pressão causada pelo pequeno orifício de passagem. Enquanto houver fluxo pela 
válvula direcional, a válvula reguladora de pressão estará aberta. 
As válvulas de segurança pré-operadas podem ser controladas remotamente por meio 
deum pórtico ligado à câmara superior. 
Quando esta câmara está aberta para o tanque, a única força segurando o pistão contra 
a sede é uma mola fraca e a válvula abrirá a aproximadamente 1,5 bar. 
 
Controle remoto 
 
É possível ainda conectar esta tomada da reguladora de pressão principal à outra 
válvula de alívio a fim de se controlar a pressão remotamente. O controle remoto permitirá 
que se controle uma válvula reguladora de pressão de um ponto distante do local onde ela 
está montada no circuito, por exemplo, próximo ao operador, permite ainda que em 
combinação com a ventagem, pela junção de controles hidráulicos direcionais, consiga-se 
diversos valores de pressão de ação indireta (grande vazão) e tanto a válvula direcional como 
as demais reguladoras de pressão possam ser de pequeno porte, uma vez que a vazão que 
passará por elas será inferior àquela que fluirá pela válvula limitadora de pressão principal. 
 
Figura 73 - "Ventagem" de uma válvula de segurança. 
 
Algumas vezes, esta mola padrão é substituída por outra, de até 5 bar, quando se 
necessita de uma pressão piloto. Outra vantagem da mola mais forte é que o assentamento do 
pistão é mais rápido e positivo. Também é possível conectar uma válvula de segurança 
simples ao pórtico de ventagem para controlar a pressão remotamente. 
 
Figura 74 - Válvula de segurança simples acoplada ao pórtico de ventagem. 
 
Para se obter controle será necessário regular a válvula de controle remoto a uma 
pressão menor que a da válvula piloto principal. 
A figura a seguir mostra como é uma válvula de pressão na prática. Por uma 
combinação de gicleurs (3.1 e 3.2) na linha de comando, a pressão de entrada atua sobre o 
cone da válvula pré-operadora 1 e por um outro gicleur (3.3) sobre a parte posterior do 
êmbolo principal. 
Quando a pressão no sistema A é maior que a regulada na mola 5, o fluido flui 
através da válvula piloto até o tanque. 
Produz-se um diferencial de pressão que permite ao êmbolo deslocar-se para cima, 
uma grande válvula de piloto até o tanque. 
É instalado um filtro 6 para proteger o gicleurs 3.2 de impurezas. 
O gicleur (3.3) serve como amortecimento para o êmbolo principal. A mola 4 é 
relativamente fraca, de forma que o aumento de pressão correspondente ao curso da mola é 
desprezível. 
 
Figura 75 - Válvula limitadora de pressão tipo DB, pré-operada. 
 
O dreno no fluido de comando pode ser interno (como na figura) ou externo. 
Deve-se observar que quando o dreno é interno, qualquer contrapressão na conexão 
até o tanque, atua sobre a parte posterior do cone de válvula piloto. A pressão da abertura se 
eleva na grandeza da contrapressão. 
 
Símbolo: 
 
 
 
 
12.26.1.5- Válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide 
 
 
Figura 76 - válvula limitadora de pressão pré-operada com descarga por solenóide. 
 
A válvula mostrada anteriormente é agora combinada com uma válvula direcional 2/2 
acoplada diretamente. 
Na posição inicial, a válvula direcional bloqueia o canal de pressão no qual tem 
conexão com o cone de pré-operação. A válvula limitadora de pressão funciona nesse caso 
como descrito anteriormente. 
Quando o êmbolo da válvula direcional é acionado para a esquerda através do 
solenóide, se estabelece a conexão entre o tanque e a zona de pressão; esta se descomprime e 
permite ao êmbolo deslocar-se para cima sendo desviado um grande fluxo de fluido ao 
tanque, quase sem pressão; esta se descomprime e permite ao êmbolo deslocar-se para cima 
sendo desviado um grande fluxo de fluido ao tanque, quase sem pressão, contra a força da 
mola (aprox. 3 bar). 
Exemplos de aplicação: funcionamento inicial da bomba sem pressão, ou em 
instalações paradas com circulação de fluido em baixa pressão, tendo como conseqüência, 
um consumo mínimo de energia. 
 
 
 
 
12.26.2- Válvula de descarga 
 
É usada para descarregar parte do sistema hidráulico numa pressão menor que àquela 
ajustada na válvula de alívio. 
O princípio de funcionamento é bem semelhante ao anterior, porém neste caso a 
pilotagem é externa, podendo o dreno ser interno. 
A diferença construtiva da válvula de descarga para a válvula de alívio é a inclusão 
de um pistão de pilotagem externa com área 15% maior que a do poppet principal; em outras 
palavras queremos dizer que de uma válvula de alívio podemos fazer uma válvula de 
descarga. 
Exemplo de aplicação: em circuitos de alta/baixa pressão/vazão, circuitos com 
acumuladores, circuitos com bomba de pistões radiais com divisão da vazão dos pistões, 
entre outros. 
 
12.26.3- Válvula de seqüência 
 
São usadas nos sistemas hidráulicos para determinar uma seqüência de passos no 
processo ou seqüência de movimentos entre dois atuadores. 
Princípio de funcionamento: o fluido chega na conexão de entrada da válvula que 
encontra-se bloqueada para a saída: é acionado o atuador que está ligado na tubulação 
conectada à entrada da válvula de seqüência (antes de entrar na mesma); quando esta etapa 
for concluída a pressão da linha aumenta até vencer a força da mola de regulagem, 
permitindo assim a passagem para a conexão de saída. No sentido contrário o fluxo passa por 
uma válvula de retenção simples (by pass). 
Vale ressaltar que as válvulas de seqüência podem ser de piloto interno ou externo, 
porém o dreno deve ser externo e o valor regulado nela será menor que o valor ajustado na 
válvula de alívio. 
Uma válvula de alívio pode ser transformada em válvula de seqüência observando-se 
a posição do dreno, bem como a necessidade de retorno livre (by pass). 
As válvulas de alívio e descarga quando abertas deslocam o fluxo de óleo para o 
tanque e as válvulas de seqüência para a realização da próxima etapa de trabalho. 
 
 
12.26.3.1- Válvula de seqüência de pressão pré-operada 
 
Símbolo 
 
 
Representação de uma válvula de conexão de pressão para utilização como válvula de 
seqüência. 
 
 
Figura 77 - Válvula de seqüência de pressão pré-operada. 
 
Para vazões maiores é necessário utilizar válvulas de seqüência de pressão pré-
operadas. A válvula de pilotagem 1 é uma válvula de êmbolo 
A pressão proveniente do sistema 1 (conexão A) - atua sobre o êmbolo principal 2. 
Ao mesmo tempo a pressão atua sobre o êmbolo de pilotagem 4 passando pela linha de 
comando 3, e por um gicleur 5 no êmbolo principal atingindo a câmara superior. A mola 
regulada para a pressão correspondente à atuação, mantém na sua posição inicial. Se a 
pressão ultrapassar o valor regulado na mola, o êmbolo pré-operador se desloca para a 
direita. Na instalação como válvula pré-tensionadora ou de seqüência, permite que o fluido 
da câmara da mola do êmbolo principal passe para o sistema II (conexão B) passando pelo 
gicleur 6 e linha de comando 8. Pela combinação de gicleurs 5 e 7 se produz um diferencial 
de pressão entre a face superior e inferior do êmbolo principal. O êmbolo principal 2 se 
desloca para cima, estabelecendo a união entre A e B, enquanto a pressão no sistema é 
mantida. 
A alimentação do fluido de pilotagem é interna neste caso. 
Na utilização como válvula pré-tensionadora, o fluido do dreno no êmbolo pré-
operador é desviado internamente para o canal B. Na válvula de seqüência, a câmara da mola 
deve ser aliviada externamente pela conexão Y. 
Caso seja utilizada como válvula de circulação, a admissão de óleo de pilotagem 
através do canal X, bem como seu dreno em Y, são feitos externamente. 
 
12.26.4- Válvula de contrabalanço 
 
É usada para suportar a força impelida ao atuador hidráulico pela carga que está 
sendo transportada/deslocada (pressão induzida). 
Trata-se de uma válvula de seqüênciaque é montada invertida, ou seja, a válvula de 
seqüência, quando aberta deixa o óleo fluir para o atuador e a válvula de contrabalanço deixa 
o óleo sair do atuador; portanto, de uma válvula de alívio também podemos obter uma 
válvula de contrabalanço. 
O piloto pode ser interno ou externo dando-se preferência para o externo e o dreno 
também pode ser interno ou externo (caso não exista resistência à seqüência de fluxo, que 
após a válvula de contrabalanço deve ser direcionado para o tanque, deve-se preferir o dreno 
interno). 
 
12.26.5- Válvulas redutoras de pressão 
 
Tem como função reduzir a pressão em determinadas partes do circuito hidráulico. A 
válvula redutora de pressão pode ser conseguida a partir de uma válvula de alívio - inverte-se 
o êmbolo interno e troca-se as conexões: onde era a entrada passa a ser saída e onde era saída 
passa a ser entrada; a pilotagem continua no mesmo ponto e a exemplo das válvulas de 
seqüência, o dreno deve ser externo. 
Existem duas diferenças básicas entre essa válvula e as anteriores: a redutora de 
pressão é normal aberta (observe nas simbologias que nas anteriores a seta está deslocada em 
relação à linha de fluxo e nesta a seta está alinhada com a tubulação enquanto as demais são 
todas fechadas na posição normal; o piloto é na saída enquanto nas demais, o piloto é na 
entrada). 
O problema mais comum no funcionamento das válvulas reguladoras de pressão é no 
êmbolo (poppet) de comando que se desgasta formando uma marcação de forma anelar no 
ponto de contato com a sede. 
Pelo exposto podemos concluir que qualquer válvula reguladora de pressão pode ser 
obtida a partir da válvula de alívio, fazendo-se pequenas alterações. Para isto, basta um certo 
conhecimento e dedicação dos técnicos responsáveis pela manutenção nos processos 
produtivos. 
As válvulas são atuadas pela pressão de saída, que tende a fecha-la quando é atingido 
o ajuste efetuado, evitando assim um aumento indesejável de pressão. As válvulas redutoras 
podem ser de ação direta ou operadas por piloto. 
 
12.26.5.1- Válvulas redutoras de pressão de ação direta 
 
Esta válvula é mostrada na figura abaixo. Ela usa um êmbolo acionado por uma mola, 
que controla a pressão de saída. 
Se a pressão na entrada for menor que o ajuste da mola, o fluido escoará livremente 
da entrada para a saída. 
 Uma passagem interna ligada à saída da válvula transmite a pressão de saída ao 
êmbolo contra a mola. Quando a pressão na saída se eleva ao ajuste da válvula, o êmbolo se 
move bloqueando parcialmente o pórtico da saída. Apenas um fluxo suficiente para manter o 
ajuste pré-fixado passa para a saída. 
 
 
 
Figura 78 - Válvula redutora de pressão. 
 
Se a válvula fechar completamente, o vazamento através do êmbolo poderia aumentar 
a pressão no circuito principal. Entretanto, um dreno contínuo ao tanque faz com que a 
válvula se mantenha ligeiramente aberta evitando um aumento de pressão além do ajuste da 
válvula. A válvula tem uma passagem separada para conduzir este vazamento ao tanque. 
 
12.26.5.2- Válvulas redutoras de pressão pré-operadas 
 
A válvula redutora de pressão pilotada tem uma ampla faixa de ajuste e geralmente 
oferece um controle mais preciso. A pressão de operação é ajustada por uma mola regulável 
no estágio piloto, localizado no corpo superior. O êmbolo da válvula, no corpo inferior, 
funciona da mesma maneira que a válvula redutora de ação direta, explicada anteriormente. 
Na vista A, mostra a condição onde a pressão é menor que o ajuste da mola. 
 
Figura 79 – Válvula redutora de pressão operada por piloto. 
 
A – A pressão do sistema é inferior 
ao ajuste da válvula. 
B – Regulando a pressão do 
sistema secundário. 
 
O êmbolo está hidraulicamente balanceado, através de um orifício no seu centro, e 
uma leve mola o mantém na posição aberta. Na vista B, a pressão atingiu o ajuste da válvula, 
e o piloto dirige à passagem de dreno, limitando assim a pressão sobre o êmbolo. O fluxo 
através do orifício do êmbolo cria uma diferença de pressões que levanta o êmbolo forçando-
o contra a mola. O êmbolo fecha parcialmente o pórtico de saída e provoca uma queda de 
pressão no sistema secundário. 
Mais uma vez, o pórtico de saída não está inteiramente fechado. Mesmo que não haja 
fluxo no sistema secundário, haverá sempre um dreno contínuo de 1 a 2 litros por minuto 
através do orifício do êmbolo e do piloto ao tanque. 
 
Fluxo livre de retorno 
 
A válvula ilustrada na figura anterior permite fluxo livre de retorno quando a pressão 
do sistema for menor que o ajuste da válvula. Se a pressão de retorno for maior, uma válvula 
de retenção tornar-se-à necessária. Esta é parte integrante da válvula mostrada na figura 
abaixo. 
 
 
Figura 80 -Válvula redutora de pressão com válvula de retenção integral. 
 
12.27- Válvulas direcionais 
 
12.27.1- Válvulas centradas por molas, com mola fora de centro e sem mola 
 
Os termos se referem à utilização de molas para o retorno dos êmbolos das válvulas 
às posições normais. 
Uma válvula centrada por molas, utiliza-se para centrar o êmbolo quando sobre este 
não mais existir esforço. Uma válvula com mola fora de centro é uma válvula com duas 
posições. O êmbolo volta à uma posição extrema por força de mola, quando cessa a 
operação. 
 
 
Figura 81 - Válvula com mola fora de centro. 
 
Uma válvula sem molas sempre precisa ser atuada por um controle externo. O 
êmbolo pode até flutuar entre duas posições na falta de controle, a não ser que tenha um pino 
de retenção (detente), ou um atrito suficiente para manter o êmbolo numa determinada 
posição. Por esta razão é uma boa prática manter a válvula sob controle durante todo o ciclo. 
 
12.27.1.1- Tipos de centros dos carretéis 
 
A maioria das válvulas de 3 posições é fabricada com uma variedade de êmbolos 
intercambiáveis. Todos os êmbolos para 4 vias têm as passagens de fluxo idênticas quando 
acionadas, porém as passagens centrais diferentes conforme a figura abaixo. 
 
 
Figura 82 - Tipos de centros dos carretéis. 
 
O tipo de centro aberto interliga todos os pórticos e a vazão da bomba flui para o 
tanque a baixa pressão. O centro da bomba flui para o tanque a baixa pressão. 
O centro fechado bloqueia todos os pórticos, assim a vazão da bomba pode ser usada 
para outras operações no circuito, caso contrário, fluirá ao tanque através da válvula de 
segurança, à pressão de trabalho. 
Outros tipos de centro bloqueiam pórticos selecionados, mantendo outros abertos. O 
tipo tandem tem os dois pórticos de cilindro bloqueados na posição neutra, porém o pórtico 
de pressão está aberto ao tanque, permitindo assim, ligar duas ou mais válvulas em série ou 
"tandem". 
Os êmbolos podem ser mantidos em sua posição central das molas, pinos de retenção 
(detentes) ou então pela pressão, que é o meio mais rápido e positivo. 
 
 
Figura 83 - Posição dos êmbolos. 
 
12.27.2- Válvulas de desaceleração 
 
Freqüentemente, os cilindros hidráulicos têm amortecedores incorporados para que 
haja uma desaceleração no fim do curso, porém quando se torna necessário desacelerar um 
pistão numa posição intermediária, ou então desacelerar ou parar um atuador rotativo 
(motor), necessita-se de uma válvula externa. 
A maioria das válvulas desaceleradoras são operadas mecanicamente por came e têm 
êmbolos chanfrados. São usados para diminuir ou fechar gradativamente o fluxo de saída de 
um cilindro ou motor hidráulico, quando em movimento. Uma válvula normalmente aberta 
corta o fluxo quando o rolete for calcado por um came. 
Ela pode ser usada para controlar a velocidade de uma furadeira, permitir avançorápido e avanço lento, ou então para parar suavemente mesas pesadas em grandes prensas. 
Algumas aplicações requerem a válvula desaceleradora, para permitir o fluxo quando 
calcada e cortar ou bloquear o fluxo quando não calcada. 
 
12.28- Válvulas de bloqueio 
 
12.28.1- Válvulas de retenção 
 
Uma válvula de retenção pode funcionar como uma válvula direcional ou como um 
controle de pressão. 
Entretanto, uma válvula de retenção nada mais é que uma válvula que permite fluxo 
livre em uma direção e bloqueia o fluxo no sentido contrário. 
 
Figura 84 - Princípio de funcionamento e simbologia de uma válvula de retenção. 
 
O símbolo gráfico correto de uma válvula de retenção indica duas posições, uma 
aberta e outra fechada. É um desenho complicado e não muito usado para uma válvula tão 
simples. 
Universalmente, o simples símbolo de uma esfera e um assento é usado e assim será 
mostrado por todo este manual para designar uma válvula de retenção. 
12.28.1.1- Válvulas de retenção em linha 
 
Essas válvulas são assim chamadas porque óleo flui através das mesmas em linha 
reta. O corpo dessa válvula é rosqueado diretamente à tubulação, e o interior desta, forma 
uma sede para um pistão móvel ou para uma esfera. 
 
 
Figura 85 - Válvula de retenção em linha. 
 
 
Figura 86 - Princípio de funcionamento de uma válvula de retenção em linha. 
 
Uma mola leve mantém o pistão na sede, permitindo a montagem da válvula em 
qualquer posição. 
Na direção de fluxo livre, a mola será vencida e a válvula abrirá a aproximadamente 
0,5 bar de pressão. As molas não possuem pressões reguláveis, porem existem numa 
variedade de tensões, para casos específicos como: criar pressões piloto, ou então contornar 
um trocador de calor ou filtro, nos casos de entupimento destes, ou como proteção a 
sobrecargas de pressão. Nestes casos, essas válvulas não estão sendo usadas como válvulas 
de retenção, mas sim como válvulas de seqüência ou de segurança. Apesar de operar a 
pressões de até 200 bar, as válvulas de retenção em linha não são recomendadas para casos 
sujeitos as altas velocidades de fluxo nas linhas de retorno ou em circuitos sujeitos a choques 
hidráulicos. 
 
12.28.1.2- Válvulas de retenção em ângulo reto 
 
A válvula de retenção em ângulo reto é uma unidade mais robusta. É composta de um 
pistão de aço e uma sede temperada prensada num corpo de ferro fundido. 
 
Figura 87 - Válvula de retenção em ângulo reto. 
 
 
Figura 88 - Funcionamento de uma válvula de retenção em ângulo reto. 
 
A passagem de fluxo da entrada para a saída está em ângulo reto. Essas válvulas são 
construídas para conexão por roscas, flanges ou gaxetas. Sua capacidade varia de 12 até a 
1.200 l/min, com uma grande variedade de pressões de abertura. 
Esquema de ligação e funcionamento de uma placa retificadora montada com 4 
retenções e válvula reguladora. 
 
 
 
Figura 89 - Placa retificadora com 4 válvulas de retenções e válvula reguladora. 
 
 
 
Figura 90 - Corte de uma placa retificadora tipo Z4S com indicação do sentido do 
fluxo. 
 
12.28.1.3- Válvulas de retenção com desbloqueio hidráulico 
 
 
 
 
 
Figura 91 a) a esquerda: Válvula de retenção pilotada, com conexão por roscas. 
b) a direita: Válvula de retenção geminada, para montagem como placa intermediária. 
 
Ao contrário da retenção simples, a retenção pilotada também pode permitir a vazão 
no sentido do bloqueio. 
Estas válvulas podem ser utilizadas, por exemplo: 
- Para bloquear um circuito hidráulico sob pressão. 
- Como segurança, para impedir o retorno da carga, no caso de ruptura de tubulação ou 
falta de pressão. 
- Para evitar avanços lentos de consumidores hidráulicos, devido a vazamentos. 
 
Figura 92 - Construção sem conexão para dreno. 
 
O desenho em corte mostra a válvula tipo SV, sem conexão de dreno, com cone de 
descompressão. 
 
 
 
No sentido de A para B, o fluxo é livre; de B para A o cone principal 1 como cone de 
descompressão 2, é mantido contra o assento, pela pressão da mola 3, além da pressão do 
sistema contra o assento. 
Ao pressurizar a conexão X, o êmbolo de comando de pilotagem 4 se desloca para a 
direita. Assim, primeiro o cone de descompressão e em seguida o cone principal são 
deslocados de seu assento. Agora o fluxo também pode passar de B para A. 
Por meio do cone de descompressão, ocorre uma liberação suave e amortecida do 
fluido sob pressão, e livre de golpes. 
Para que a válvula possa ser comandada pelo êmbolo é necessária uma pressão 
mínima de pilotagem. 
A pressão de pilotagem necessária na conexão X: 
 
c
A
A
PPst +⋅=
3
1
1 
 
Pressão na conexão B: 
 
RR
k
A
F
A
A
PP +⋅=1 
 
Significado das abreviações: 
 
A1 = Área do cone principal (cm²). 
A3 = Área do êmbolo de pilotagem (cm²). 
c = Constante para a mola e atrito (bar). 
Ak = Área do êmbolo no cilindro (cm²). 
AR = Área da coroa circular no cilindro (cm²). 
F = Carga no cilindro (N). 
A2 = Área do cone de descompressão. 
O circuito seguinte permite a visualização das relações dadas para a equação da 
pressão necessária para a pilotagem. 
 
A figura também mostra ao mesmo tempo, que a conexão A da válvula deve estar sem 
pressão na ocasião do bloqueio. A pressão na conexão A atuaria em sentido contrário à 
pressão de comando no êmbolo de pilotagem. 
 
Símbolo da válvula tipo SL, com conexão para dreno e cone de descompressão. 
 
Símbolo: 
 
A diferença com a válvula tipo SV é a instalação de uma conexão adicional para o 
dreno Y. 
Neste caso, sobre a área da coroa circular do êmbolo de comando de pilotagem não 
atua a pressão na conexão A. 
A pressão na conexão A atua somente sobre a área A4 do êmbolo de comando. 
 
Figura 93 - Construção com conexão para drenos externos. 
 
c
A
AAPAP
PSt +−⋅−⋅=
3
41211 )( 
O esquema mostra que, com o deslocamento hidráulico a conexão A está 
pressurizada por uma válvula redutora de vazão intercalada. 
Nesse caso é necessária uma válvula de retenção com desbloqueio hidráulico, com 
conexão externa para o dreno. 
 
O esquema mostra que, com o desbloqueio hidráulico a conexão A está pressurizada por uma 
válvula redutora de vazão intercalada. 
 
 
Figura 94 - Válvula de retenção com desbloqueio hidráulico geminada. 
 
Símbolo simplificado. 
 
Símbolo detalhado. 
 
No sentido de A para A1 e de B para B1, o fluxo é livre. De A1 para A e de B1 para 
B, o fluxo está bloqueado. 
Se a válvula receber o fluxo de A para A1 o êmbolo de pilotagem 3 é deslocado para 
a direita e levanta o cone do assento da válvula de retenção 2. Desta forma o fluxo de B1 
para B é liberado. Da mesma forma a válvula funciona quando o fluxo tem sentido de B para 
B1. 
O esquema seguinte mostra a função de uma válvula de retenção com desequilíbrio 
hidráulico geminada. 
 
 
As duas conexões de cilindro estão bloqueadas sem vazamentos. Quando o cilindro 
está parado em determinada posição, não pode ser movimentado, nem mesmo por forças 
externas. Isto quer dizer que, por exemplo, um cilindro nesta situação, mesmo sob carga por 
períodos de tempo prolongados, não se moverá nem sequer lentamente. 
Para garantir um fechamento seguro dos dois cones de assentamento é necessário 
despressurizar as conexões A e B da válvula direcional com a linha de retorno, quando a 
mesma estiver na posição central. 
Uma válvula de retenção geminada, normalmente é colocada 
como uma placa intermediária entre a válvula direcional e a 
placa de ligação. Válvulas com tamanhos nominais maiores são 
construídas com cone de descompressão. 
 
12.28.2-Válvula de sucção ou de pré-enchimento 
 
Figura 95 - Válvula de sucção. 
 
As válvulas de sucção são válvulas de retenção pilotadas, e de grandes dimensões. 
São utilizadas principalmente para preenchimento do volume em grandes cilindros, e para 
fechamento quando o circuito principal de trabalho é submetido à pressão, como, por 
exemplo, em prensas. Para melhor compreensão, a função será explicada com auxílio do 
desenho em corte e um esquema de aplicação. 
 
O cone de descompressão 1 e 0 cone principal 2 são mantidos em seus assentos pela 
mola 3. A mola 4 mantém o êmbolo de comando 5 em sua posição inicial. 
A conexão A é conectada com um reservatório instalado acima do cilindro. Sobre os 
cones 1 e 2 atua a pressão da correspondente coluna do fluido. 
Ao mover-se o cilindro para baixo, seja por seu próprio peso com o alívio da área AR 
ou através do sistema de cilindros auxiliares de ação "rápida" é criada na câmara superior, do 
lado da área do êmbolo Ak, uma depressão. Essa depressão atua, na conexão B da válvula de 
sucção na parte posterior dos cones de bloqueio, estes se levantam de seus assentos 
permitindo a passagem para o reservatório. Com isto, no avanço, o cilindro succiona o fluido 
do reservatório. 
 
Figura 96 - Válvula de sucção em corte. 
 
 
12.29- Controle de vazão 
 
As válvulas controladoras de vazão são usadas para regular a velocidade. Nos 
módulos anteriores foi mencionado que a velocidade de um atuador depende da quantidade 
de óleo a ele bombeada por unidade de tempo. 
É possível regular o fluxo com uma bomba de deslocamento variável, porém em 
muitos circuitos é mais prático usar uma bomba de deslocamento fixo e regular o fluxo com 
uma válvula de controle de vazão. 
 
12.29.1- Os métodos de controlar o fluxo 
 
Existem 3 maneiras de se aplicar válvulas controladoras de fluxo para controlar as 
velocidades de atuadores: 
 
- "Meter-in", controle de fluxo na entrada do atuador. 
- "Meter-out", controle de fluxo na saída do atuador. 
- "Bleed-off", uma sangria da linha de pressão ao tanque (derivação). 
 
- Controle na entrada (Meter-in) 
 
Nessa operação, a válvula controladora de vazão é colocada entre a bomba e o 
atuador. 
 
 
Figura 97 - Controle de vazão na entrada (Meter-in). 
 
Desta maneira, está válvula controla a quantidade de fluido que "entra" no atuador. A 
vazão da bomba em excesso, isto é quantidade de óleo além da controlada, é desviada para o 
tanque através da válvula de segurança. 
Com a válvula instalada na linha do cilindro, conforme mostrado, a vazão é 
controlada em apenas um sentido. Será necessário incluir uma válvula de retenção em 
paralelo com a válvula para permitir o retorno livre do fluxo. 
Se for desejado controlar a velocidade em ambos os sentidos, a válvula controladora de 
vazão deverá ser instalada na linha de saída da bomba, antes da válvula direcional. 
Este método é bem preciso e usado em aplicações onde a carga sempre resiste ao 
movimento do atuador, tal como levantando uma carga por um cilindro vertical ou então 
empurrando uma carga numa velocidade controlada. 
 
- Controle na saída (Meter-out) 
 
Este controle é usado onde a carga tende a fugir do atuador ou deslocar-se na mesma 
direção deste (carga negativa). 
 
 
Figura 98 - Controle de vazão na saída do atuador (Meter-Out). 
 
A válvula é instalada de forma a restringir o fluxo de saída do atuador. Para regular a 
velocidade em ambos os sentidos, a válvula é instalada na linha ao tanque da válvula 
direcional. 
Freqüentemente, há a necessidade de se controlar o movimento em um único sentido; 
a válvula é então colocada entre o atuador e a válvula direcional, na linha que corresponde à 
restrição de saída do fluxo. Aqui também, será necessário uma válvula de retenção a fim de 
permitir o fluxo reverso livre. 
- Controle em desvio (Bleed-off) 
 
Nesta aplicação, a válvula é colocada na linha de pressão por uma conexão "T" e a 
velocidade do atuador é controlada pelo desvio de parte da vazão da bomba para o tanque. 
 
 
Figura 99 - Controle de vazão em desvio (Bleed-off). 
 
A vantagem dessa aplicação é que a bomba opera à pressão necessária para o 
trabalho, pois o fluxo em excesso volta para o tanque através da válvula controladora de 
vazão e não através da válvula de segurança. 
A desvantagem deste sistema está na menor precisão de controle, pois o fluxo 
regulado indo ao tanque e não ao atuador, torna este último sujeito à variações provocadas 
pela flutuação da carga. 
Este circuito não deve ser aplicado onde a carga tende a fugir no mesmo sentido que 
o movimento do pistão. 
 
12.29.2- Válvulas de controle de vazão 
 
São duas as categorias básicas para válvulas controladoras de vazão. 
Com compensação à pressão e sem compensação à pressão. A última é usada onde as 
pressões permanecem relativamente constantes e pequenas variações da velocidade não são 
críticas. 
Pode-se controlar a vazão com uma restrição fixa ou então uma válvula de agulha 
variável, porém existem unidades mais sofisticadas que incorporam uma válvula de retenção, 
para o retorno livre do fluxo. 
 
Figura 100 - Válvula controladora de vazão não compensada. 
 
O uso de válvulas controladoras de vazão sem compensação à pressão é limitado, 
uma vez que o fluxo através de um orifício é proporcional à raiz quadrada da queda de 
pressão através do mesmo. Isto significa que qualquer mudança na carga afetará a 
velocidade. 
A válvula do tipo restrição, também mantém uma diferença de 1,5 bar, através de seu 
ajuste, por meio de um hidrostato. Nesta válvula, o hidrostato é normalmente aberto e tende a 
se fechar, bloqueando a passagem do fluxo excedente da bomba. 
 
Figura 101 - Válvula controladora de vazão compensada por pressão. 
 
Nesta válvula a pressão provocada pela carga e pela mola atuam no sentido de abrir o 
hidrostato. A pressão na entrada da restrição atuando no hidrostato, nas faces opostas à mola, 
tende a fechá-lo permitindo uma passagem de fluxo através da restrição somente ao 
equivalente à diferença de 1,5 bar. 
Devido à sua tendência de criar um bloqueio ao fluxo quando este tende a exceder o 
valor ajustado, as válvulas do tipo de "restrição" podem ser usadas para todas as três 
aplicações: "Meter-in", "Meter-out" e "Bleed-off”. 
Ao contrário do tipo "by-pass" duas ou mais válvulas de restrição podem ser usadas 
em paralelo com a mesma bomba, uma vez que a vazão excedente desta retorna ao tanque 
através da válvula de segurança. 
Quando se coloca esta válvula na linha do atuador, uma válvula permite retenção 
incorporada (opcional) é usada para permitir o fluxo livre de retorno. 
 
 
Figura102 - Válvula controladora de vazão com válvula de retenção incorporada. 
 
A retenção não será necessária se a válvula for colocada diretamente na linha de 
pressão antes da válvula direcional ou então na linha ao tanque, após a válvula direcional. 
 
12.29.3- Válvula controladora de vazão com compensação de temperatura 
 
A vazão através de uma válvula controladora de vazão compensada a pressão é 
sujeita a variar em função da temperatura de óleo. 
Os modelos mais recentes de válvulas Vickers incorporam compensação à 
temperatura. Apesar de o óleo fluir mais facilmente quando quente, mantém-se uma vazão 
constante, diminuindo o orifício quando se eleva a temperatura. Consegue-se isto com uma 
haste compensadora a qual se expande com o calor e se contrai quando esfria. 
 
Figura 103 - Funcionamento de uma válvula controladora de vazão compensada por 
pressão e temperatura. 
 
O dispositivo nestas válvulas se compõe de uma simples barra que é movida paradentro ou para fora de um orifício de ajuste. A haste de compensação térmica é instalada 
entre a barra de restrição e o orifício de ajuste. 
Este tipo também é fabricado com uma válvula de retenção integrada para permitir 
um livre fluxo de retorno. 
 
12.30 - Pressão induzida em um cilindro 
 
Pressão é originada a partir da resistência a passagem do fluxo de fluido. 
Um duto ou filtro de retorno mal dimensionado, ou qualquer outra resistência à saída 
de fluido do cilindro, pode criar uma pressão induzida que poderá ser maior ou menor do que 
a pressão fornecida ao cilindro. 
 
Pb
Ac
FaPia >= 
ApPbFa ⋅= 
 
Ap
FrPir = 
AcPFr ⋅= 
 
FaFr < 
ou 
rPbPia ⋅= 
r
PbPir = 
Ac
Apr = 
 
Pb = pressão fornecida ao cilindro sempre que possível, devemos evitar a formação da 
pressão induzida, pois, indiretamente, estaremos evitando o choque hidráulico. 
 
12.31 - Vazão induzida em um cilindro 
 
Quando fornecemos uma vazão qualquer a um cilindro hidráulico de duplo efeito, na 
tomada de saída do fluido (B – no avanço, A - no retorno) teremos uma vazão que poderá ser 
maior ou menor do que aquela primeira. 
 
bca QAVQia <⋅= 
bpr QAVQir >⋅= 
 
ou 
b
b Q
r
QQia <= 
bb QrQQir >⋅= 
Qb = vazão fornecida pela bomba 
Filtros, dutos de retorno e válvulas em geral que receberão fluido proveniente de 
cilindros, devem sempre ser dimensionados à partir da máxima vazão (Qir). 
 
 
 
 
12.32 - Sistema regenerativo 
 
Quando o fluido que sai do lado da haste do cilindro é dirigido ao lado da cabeça 
deste para aumentar a velocidade. 
No duto “1” temos um fluido vindo da bomba, que se ramifica para os dutos “2” e 
“3” a 
P = 20 Kgf /cm2 
Fa = 120 Kgf /cm2 Fr = 80 Kgf 
/cm2 
Ft = 40 Kgf /cm2 
Se existe uma Ft (força resultante) cujo 
sentido é da esquerda para direita, forçosamente o 
fluido contido em “A” está sendo jogado para fora 
do cilindro, como pelo duto “1” temos fluido vindo 
da bomba e como o fluido sempre percorre o 
caminho mais fácil, todo o fluido “A” está 
seguindo para “B”. 
No ponto de junção dos dutos o fluido proveniente em “A” soma-se aquele 
proveniente da bomba. Se fornecermos ao cilindro a vazão proveniente da bomba e mais 
alguma outra vazão, estaremos aumentando a sua velocidade em comparação à velocidade 
que teríamos se só a bomba fornecesse a vazão que o cilindro recebe ao avanço. 
O sistema regenerativo não pode ser aplicado no retorno do cilindro. 
ar FF < 
ht APF ⋅= 
Qb = vazão da bomba 
Ap
Q
Ac
Q
Ah
Qbva 12 === 
Q2=Vazão que sai de “A”, caia AVQ ⋅= 
Q1 = Qb + Q2 
 
Observações: 
 
1- No caso de a relação de áreas entre os dois lados do cilindro ser 2:1 o cilindro terá 
velocidade idênticas Va = Vr. 
2- Para uma determinada carga, a pressão deverá ser o dobro da necessária para um circuito 
não regenerativo. 
3- Variando-se a relação de áreas aumentaremos ou diminuiremos proporcionalmente as 
velocidades e as forças de um cilindro. 
4- A força e tempo de avanço são menores do que a força e tempo de avanço do sistema 
comum ou alternativo. 
5- Velocidade de avanço é bem maior do que o sistema comum (o tempo de avanço é 
menor). 
 
Conclusão: 
 
O circuito é excelente quando queremos aumentar a velocidade de avanço e diminuir 
o tempo de avanço. 
E como desvantagem apresenta uma redução da força de avanço. 
Ft << Fa 
 
12.33- Cálculos 
 
 Geralmente, o que mais nos interessa em um cilindro, é a força que ele pode fornecer, 
assim como, a velocidade de trabalho ou tempo de avanço e retorno. 
 
Basicamente, as fórmulas mais empregadas para o cálculo do cilindro são: 
 
1) 
A
FP = ou 
P
FA = ou APF ⋅= 
2) AvQ ⋅= ou 
A
Qv = ou 
v
QA = ; 
t
VQ = 
tQV ⋅= ou 
Q
Vt = ; nVQ t ⋅= , 21 VVVt += 
3) 
4
.. 2DA π= ou π
AD .4= 
4) 
t
sv = ou tvs ⋅= ou 
v
st = 
Onde: 
P = pressão V2 = volume para retrair o pistão 
F = força Vt = volume total 
A = área t = tempo 
Q = vazão n = número de ciclos 
v = velocidade π = 3,1416 
 V = volume D = diâmetro 
 V1 = volume para estender o pistão s = curso 
 
 Adotando o número 1 para simbolizar o avanço do pistão e o número 2 para 
simbolizar o retorno, das fórmulas acima podemos tirar: 
 
1) 
1
1
P
FAp = e 
2
2
P
FAc = ou pAPF ⋅= 11 e cAPF ⋅= 22 
onde: 
 hpc AAA −= 
4
. 2p
p
D
A
π= 
4
. 2h
h
D
A
π= 
 
 π
p
p
A
D
4= π
h
h
AD 4= 
 
Obs.: Supondo que a pressão no avanço é igual no retorno (P1 = P2), simbolizamos essa 
pressão simplesmente por P. 
 
 Ap = Área do pistão 
 Ah = Área da haste 
 Ac = Área da coroa 
 Dp = Diâmetro do pistão 
 Dh = Diâmetro da haste 
 
2) pAvQ ⋅= 11 ou 
pA
Qv 11 = ou 
1
1
v
QAp = 
 
cAvQ ⋅= 22 ou 
cA
Qv 22 = ou 
2
2
v
QAc = 
 
1
1
1
t
VQ = ou 111 tQV ⋅= ou 
1
1
1
Q
Vt = 
2
2
2
t
VQ = ou 222 tQV ⋅= ou 
2
2
2
Q
Vt = 
 
Obs.: Supondo que a vazão para o avanço é igual a vazão para retorno (Q1 = Q2), 
simbolizamos essa vazão simplesmente por Q. 
 
3) 
1
1
t
sv = ou 
1
1
v
st = ou 11 vts ⋅= 
 
 
2
2
t
sv = ou 
2
2
v
st = ou 22 vts ⋅= 
 
 
 
Exemplo: Tarefa 
 
• Elaborar o projeto hidráulico de um dispositivo de armazenagem. 
Situação problema: 
Um cilindro hidráulico de dupla ação comanda a operação de descarga de 
um silo de armazenagem. Deve-se ter a possibilidade de avançar, 
retornar ou parar em qualquer posição intermediária e não ceder sob a 
ação da carga, pois o produto pode fluir em maior ou menor quantidade, 
em função da capacidade de carga do veículo a ser carregado. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
6 
Elaborar o esquema hidráulico 
 
 
 
1. Reservatório aberto à atmosfera 
 
2. Filtro de ar 
• Qar = Qbomba 
• Micragem = 125 µm 
 
3. Filtro de sucção 
• Qfiltro = 3 Qbomba 
• Micragem = 125 µm 
 
4. Vacuômetro 
• Vácuo máximo permitido = 3 bar 
 
5. Altura máxima da bomba = 400 mm 
 
6. Filtro de retorno 
• Qfiltro = 3 Qbomba 
• Micragem = 25 µm 
 
7. Válvulas de retenção = 3 bar 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
7 
Dimensionar o circuito hidráulico — 2º Passo 
 
 
 
 
 
Ap = área do pistão em cm² 
 
Dp = diâmetro do pistão em mm 
 
Ah = área da haste em cm² 
 
Dh = diâmetro da haste em mm 
 
Ac = área da coroa em cm² 
 
Fa = força de avanço em kgf 
 
Fr = força de retorno em kgf 
 
Pa = pressão de avanço em kgf/cm² 
 
Pr = pressão de retorno em kgf/cm² 
 
Qa = vazão no avanço em lpm 
 
Qr = vazão no retorno em lpm 
 
Va = volume de fluido ou fluxo necessário para o cilindro avançar em litros 
 
Vr = volume de fluido ou fluxo necessário para o cilindro recuar em litros 
va = velocidade do cilindro no avanço em mm / seg 
vr = velocidade do cilindro no recuo em mm / seg 
 
ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos 
tr = temponecessário para o cilindro recuar em segundos 
s = curso do cilindro em mm 
 
N = ciclo de trabalho 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
8 
Definir uma pressão de trabalho 
 
 
Faixa econômica de pressão 
• Anterior = 70 bar 
• Atual = 140 bar (mundial) 
Limite do equipamento 
• 8 x Pressão (faixa econômica) 
Pressão a ser utilizada 
• 140 bar 
 
 
Sabe-se que: 
 
 
Força necessária para fechar o silo: 
• Fa = 800 kgf 
 
Curso máximo do cilindro: 
• s = 300 mm 
 
Tempo necessário para avançar o cilindro: 
• ta = 6 segundos 
 
Distância entre o ponto de fixação do cilindro e a ponta da haste 
totalmente estendida: 
• L = 800mm 
 
Rendimento volumétrico: 
• ηv = 90% 
 
 
Calcular a área do pistão em cm² 
 
 
Fórmulas: 
 
• Ap = 
 
Fa(kgf ) 
Pa(kgf / cm²) 
 
• Ap = 0.7854.Dp² 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
9 
Dados: 
• Fa = 800 kgf 
• Pa = 140 bar 
• Dp em cm 
 
 
Cálculo: 
 
Ap = 
 
Fa(kgf ) 
Pa(kgf / cm²) 
 
 
 
Ap = 
800kgf 
140kgf / cm²) 
 
 
Ap = 5,714 cm² 
 
 
Calcular o diâmetro do pistão em mm 
 
 
Fórmulas: 
⎛ 
 
Ap(cm²) ⎞ ⎜ ⎟ • Dp = ⎜ ⎝ 
 
0,7854 ⎟ . 10 ⎠ 
 
 
Dados: 
• Ap = 5,714 cm² 
 
 
Cálculo: 
 
⎛ 5,714cm² ⎞ ⎜ ⎟ Dp = ⎜ ⎝ 
 
0,7854 ⎟ . 10 ⎠ 
 
Dp = 26,972 mm 
 
 
Escolha da haste do cilindro 
 
 
Para a escolha da haste devemos levar em consideração 3 fatores: 
 
 
• Verificar a flambagem. 
• Quando maior o diâmetro da haste mais rápido retorna o cilindro. 
• Quanto maior o diâmetro mais caro custa o cilindro 
 
 
Obs: Se o tempo de retorno é longo, por critérios de economia, o 3° item 
prevalece ao 2° e procuramos adotar a menor haste possível. 
 
 
 
10 
Quanto à flambagem, sabemos que ela pode ocorrer devido a 3 causas: 
• Tipo de fixação do cilindro. 
• Curso do cilindro (corresponde ao tamanho da haste). 
• Carga aplicada na haste. 
 
Quando o comprimento “L” exceder a 1 metro, será necessário especificar 
um tubo de parada. Para cada 250mm que “L” exceder a 1 metro, usa-se 
25mm de tubo de parada. Se a velocidade do pistão for superior a 10 cm/ 
 
seg, é necessário o uso de um amortecedor de fim de curso. 
 
Calcular o diâmetro mínimo da haste em mm 
 
Fórmulas: 
 
• Dh = 4 F.(LF)² 
2,91 
 
 
Onde: 
• F = força em toneladas 
• L = comprimento livre de flambagem em mm 
 
 
Obs: “LF” é encontrado analisando-se a montagem do cilindro na máquina 
e comparando-a com as situações de montagem da tabela 1 (em anexo). 
 
 
Dados: 
• F = 0,8 ton 
• L = 800 mm 
• LF = L 
 
Obs: consultando-se a tabela 1, encontramos a situação 2 (cilindro e 
carga, articulados e guiados) LF = L. 
 
 
 
Cálculo da haste: 
 
 
Dh = 4 
F.(LF)² 
2,91 
 
 
 
Dh = 4 
0,8.800² 
2,91 
 
 
Dh= 20,48 mm 
 
 
 
 
 
11 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
12 
 
2 
Cálculo da haste do cilindro 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Aqui você vai chegar ao mínimo diâmetro necessário da haste D (mm) 
 
para que a mesma não sofra flambagem. 
 
 
Aplique a equação: 
 
 
D = 4 
Fx(LF) 
2,91 
 
 
Onde: 
 
D = Diâmetro da haste (mm) 
 
F = Força do Equipamento (Ton) 
 
LF = Comprimento livre de flambagem (em mm) 
 
L = Distância em mm entre o ponto de fixação do cilindro e a ponta da 
haste (com ela totalmente aberta). 
LF = Depende da situação de montagem do cilindro (veja figura ao lado) e 
 
é obtido em função de L. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
13 
Observações: 
 
1. Na calculadora comum para extrair a raiz quarta, extraia a raiz 
quadrada da raiz quadrada (extrair a raiz quadrada duas vezes). 
2. Está embutido nos cálculos um coeficiente de segurança = 3,5. 
 
 
 
Procurar no catálogo do fabricante os cilindros 
existentes: 
 
 
Exemplos: 
• Catálogo Rexroth – tabela 1 
• Catálogo Parker – tabela 2 
• Catálogo Racine – tabela 3 
 
 
 
 
 
14 
Dados: 
• Dp = 26,972 mm (calculado) 
• Dh = 20,48 mm (calculado) 
 
 
• Catálogo 
Rexroth 
• Dp = 40 mm 
• Dh = 25 mm 
 
• Catálogo Parker 
• Dp = 
• Dh = 
 
• Catálogo Racine 
• Dp = 
• Dh = 
 
Tabela Rexroth (tabela 1)
Diâmetro do êmbolo em mm Diâmetro da haste em mm Relação das áreas 
40 18 * 
25 
1.25 ⎟ 1 
 
1.6 ⎟ 1 
50 22* 
 
36
1.25 ⎟ 1 
 
2 ⎟ 1 
63 28 * 
 
45
1,25 ⎟ 1 
 
2 ⎟ 1 
80 36 * 
 
56
1,25 ⎟ 1 
 
2 ⎟ 1 
100 45 * 
 
70
1,25 ⎟ 1 
 
2 ⎟ 1 
125 56* 
 
90
1,25 ⎟ 1 
 
2 ⎟ 1 
150 70 * 
 
100
1,25 ⎟ 1 
1,8 ⎟ 1 
180 90 * 
 
125
1,35 ⎟ 1 
2 ⎟ 1 
200 90 * 
 
140
1,25 ⎟ 1 
2 ⎟ 1 
 
 
 
15 
Recalcular a área do pistão em cm² 
 
 
Dados: 
• Ap = área do pistão em cm² 
• Dp = diâmetro do pistão = 40 mm = 4 cm (tabela Rexroth) 
• P = pressão em kgf/ cm² 
 
 
Fórmulas: 
• Ap = 0,7854 . Dp² 
ou 
 
• Ap = 
 
 
Cálculo: 
Fa(kgf ) 
Pa(kgf / cm²) 
 
Ap = 0,7854 . Dp² 
 
Ap = 0,7854 . 4² 
 
Ap = 12,5664 cm² 
 
 
Recalcular a área da haste 
 
 
Fórmulas: 
• Ah = 0,7854 . Dh² 
ou 
• Ah = Ap – Ac 
 
 
Dados: 
• Ah = área da haste em cm² 
• Dh = diâmetro da haste = 2,5 cm (tabela Rexroth = 25 mm) 
• Ap = área do pistão em cm² 
• Ac = área da coroa em cm² 
 
 
Cálculo: 
 
0Ah = 0,7854 . Dh² 
 
Ah = 0,7854 . 2,5² 
 
Ah = 4,9087 cm² 
 
 
* Quando desenvolvemos uma força no cilindro é o resultado da pressão 
hidráulica agindo sobre a área do pistão do cilindro. 
 
 
 
 
 
16 
Exemplo: 
Se uma carga oferece uma resistência ao movimento de 2275kgf e a área 
do pistão é de 65cm², para mantê-lo é necessária uma pressão de ? 
 
 
P = F = 
A 
2275kgf 
65cm² 
 
P = 35 kgf/cm² 
 
 
Em todos esses problemas, assumimos que nenhuma pressão hidráulica 
está presente do outro lado do pistão. 
 
 
 
 
Mesmo que o lado da haste seja drenado ao reservatório, toda vez que o 
pistão está avançando, a pressão da linha do tanque ou a contrapressão 
pode ser tão alta quanto 7kgf/ cm² em alguns sistemas. 
 
 
 
 
Com essa contrapressão, agindo sobre o pistão no lado da haste, é 
gerada uma força que tenta retrair o pistão e a haste. Essa força, mais a 
resistência oferecida pela carga, deve ser vencida antes que a carga 
possa se mover. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
17 
No nosso exemplo, se a área do lado da haste (área da coroa) é de 
 
55cm², a contrapressão é: 
 
 
F = P . Ac F = 7kgf/cm² . 55cm² 
 
F = 385 kgf 
Então, a força total é de: 
Ftotal = Fa + Fcontrapressão 
 
Ftotal = 2275kgf + 385kgf 
 
Ftotal = 2660 kgf 
 
 
A pressão necessária no pistão do cilindro para mover a carga é de: 
 
 
P = F P = 
A 
2660kgf 
65cm² 
 
P = 40,923 kgf/cm² 
 
 
 
 
 
Calcular a área da coroa em cm² 
 
 
Fórmulas: 
 
• Ac = 
 
Fr(kgf ) 
Pr(kgf / cm²) 
 
ou 
• Ac = Ap - Ah 
 
 
Dados: 
• Ac = área da coroa em cm² 
• Fr = força de retorno em kgf 
• Pr = pressão de retorno em kgf/cm² 
• Ap = área do pistão = 12,566 cm² 
• Ah = área da haste = 4,908 cm² 
 
 
 
18 
Cálculo: 
 
Ac = Ap – Ah 
 
Ac = 12,566cm² - 4,908cm² 
 
Ac = 7,658 cm² 
 
 
Calcular a força de contrapressão do cilindro em kgf 
(Fcp) 
 
 
Fórmula: 
• Fcp (kgf) = Pcp (kgf/cm²) . Ac (cm²) 
 
 
Dados: 
• Fcp = força de contrapressão em kgf 
• Pcp = contrapressãoem kgf/ cm² = 7 kgf/ cm² 
• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm² 
 
 
Cálculo: 
 
Fcp = Pcp . Ac 
 
Fcp = 7kgf/cm² . 7,658 cm² 
 
Fcp = 53,606 kgf 
 
 
Calcular a força total de avanço do cilindro em kgf 
 
 
Fórmula: 
• Ftotal(kgf) = Fa(kgf) + Fcp(kgf) 
 
 
Dados: 
• Ftotal = força total em kgf 
• Fa = força de avanço em kgf = 800 kgf 
• Fcp = força de contrapressão = 53,606 kgf 
 
 
Cálculo: 
 
Ftotal = Fa + Fcp 
 
Ftotal = 800kgf + 53,606 kgf 
 
Ftotal = 853,606 kgf 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
19 
Recalcular a regulagem nominal da válvula de segurança ou 
a pressão de trabalho em kgf/ cm² 
 
Fórmula: 
 
• Pnom (kgf/ cm²) = Ft(kgf ) 
Ap(cm²) 
 
 
Dados: 
• Pnom = pressão de trabalho em kgf/cm² 
• Ft = força total em kgf = 853,606 kgf 
• Ap = área do pistão em cm² = 12,566 cm² 
 
 
Cálculo: 
Pnom = 
 
Pnom = 
 
Ft 
Ap 
853,606kgf 
12,566cm² 
 
Pnom = 67,929 kgf/cm² 
 
Calcular a regulagem efetiva da válvula de segurança em 
kgf/cm² 
 
Fórmula: 
• Pef(kgf/cm²) = Pnom(kgf/cm²) . 1,2 
 
 
Dados: 
• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/cm² 
• Pnom = pressão nominal da válvula de segurança ou pressão de 
trabalho cm kgf/cm² = 66,397 kgf/cm² 
 
 
Cálculo: 
 
Pef = Pnom . 1,2 
 
Pef = 67,929 kgf/cm².1,2 
 
Pef = 81,514 kgf/cm² 
 
Calcular a força de retorno do cilindro em kgf 
 
Fórmula: 
• Fr(kgf) = Ac(cm²) . Pnom(kgf/cm²) 
 
 
 
 
 
 
20 
Dados: 
• Fr = força de retorno em kgf 
• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm² 
• Pnom = pressão nominal da válvula de segurança = 67,929 kgf/cm² 
 
 
Cálculo: 
 
Fr = Ac . Pnom 
 
Fr = 7,658cm² . 67,929 kgf/cm² 
 
Fr = 520,200 kgf/cm² 
 
Calcular o fluxo necessário (volume de fluido) para o cilindro 
avançar em litros 
 
Fórmula: 
 
• Va(litros) = Ap(cm²) . s(mm) 
10000 
 
 
Dados: 
• Va = volume de fluido necessário para o cilindro avançar em litros 
• Ap = arca do pistão em cm² = 12,566 cm² 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
 
 
Cálculo: 
 
Va = Ap.s 
10000 
 
 
 
Va = 
12,566cm² . 300 mm 
10.000 
 
 
 
Va = 0,37698 litro 
 
Calcular o fluxo necessário (volume de fluido) para o cilindro 
recuar em litros 
 
Fórmula: 
 
• Vr(litros) = Ac(cm²) . s(mm) 
10.000 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
21 
Dados: 
• Vr = volume de fluido necessário para recuar o cilindro em litros 
• Ac = área da coroa em cm² = 7658 cm² 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
 
 
Cálculo: 
Ac.s 
Vr = 
 
 
Vr = 
 
10.000 
7,658cm² . 300mm 
10.000 
 
Vr = 0,22974 litros 
 
 
 
Calcular a velocidade de avanço do cilindro em mm/seg 
 
Fórmulas: 
 
• va (mm/seg) = 
 
 
ou 
 
• va (mm/seg) = 
s(mm) 
ta(seg) 
 
 
Qsis(lpm) 
Ap(cm²).0,006 
 
 
Dados: 
• va = velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
• ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos = 5s 
• Qsis = vazão do sistema ou vazão de trabalho em lpm 
• Ap = área do pistão 
 
 
Cálculo: 
 
va = 
 
 
va = 
s 
ta 
300 
5seg 
 
va = 60 mm/ seg 
Obs: Quando a velocidade do cilindro for igual ou superior a 100 mm/ seg, 
deve ser colocado amortecimento no final do curso do cilindro. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
22 
Escolha da Bomba 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Calcular a vazão (Q) mínima necessária no 
sistema em lpm (Qsis) 
 
 
Fórmulas: 
 
• Qsis (lpm) = 
 
 
ou 
 
• Qsis (lpm) = 
 
Va(litros).60 
ta(seg) 
 
Ap(cm²) . s(mm) . 0,006 
ta(seg) 
 
• Qsis (lpm) = va (mm/seg) . Ap(cm²) . 0,006 
 
 
Dados: 
• Qsis = vazão do sistema = vazão fornecida pela bomba na pressão de 
trabalho em lpm. 
• Va = volume de fluido no avanço do cilindro em litros = 0,377 litro 
• ta = tempo necessário para avançar o cilindro em segundos = 5 seg 
• Ap = área do pistão em cm² = 12,566 cm² 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
• va = velocidade no avanço do cilindro = 60 mm/ seg 
• 60 = constante para transformação de segundos para minuto 
• 0,006 = constante para transformação em lpm. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
23 
Cálculos: 
 
Qsis = Va.60 
ta 
= 0,377litros.60 
5seg 
 
Qsis = 4,524 lpm 
 
ou 
 
Qsis = Ap.s.0,006 
ta 
Qsis = 12,566cm².300mm.0, 006 
5seg 
 
Qsis = 4,52376 lpm 
 
ou 
 
Qsis = va . Ap . 0,006 
 
Qsis = 60 mm/seg . 12.566cm² . 0,006 
 
Qsis = 4,52376 
 
 
Obs: 
• A bomba é escolhida, consultando-se o catálogo dos fabricantes. 
• A seleção da bomba é baseada na vazão necessária para 
acionamento dos atuadores, calculada anteriormente. 
• A maior vazão requerida no sistema determina o tamanho da bomba, 
 
contudo se o circuito apresenta variação na necessidade de vazão é 
recomendável o uso de bombas duplas ou variáveis. 
• Analisar o ambiente quanto a: 
• Lugar sujo 
• Calor 
• Ácido 
• Choque, etc 
 
 
Tipos de bombas 
 
 
 
 
Bomba de palhetas de vazão variável com 
compensação de pressão 
 
• Para trabalhos de até 70 bar intermitente 
• Dispensam válvulas de alívio (economia) 
• Possui controle de vazão 
• Motor elétrico menor (economia) 
• Vazão até 114 lpm 
• Na máxima pressão, a vazão é nula para o sistema 
 
24 
• Necessita um acumulador de pressão para absorver o impacto – liga/ 
 
desliga. 
 
 
Bomba de engrenagens 
 
 
• Dimensionados para trabalhos de até 210 bar intermitentes 
• Vazão de 265 lpm 
• 1800 rpm 
• Barato (economia) 
• Admite sujeira 
 
 
Bomba de pistões 
 
 
• Algumas são dimensionadas para trabalhos de até 210 bar 
intermitentes 
• Vazão de 42 lpm 
• 1800 rpm 
• Caro 
• Mais preciso 
• Não admite sujeira 
• Grande variedade de pressão 
• São geralmente empregadas “em paralelo” com outro tipo de bomba, 
pois suportam uma alta pressão, apesar de fornecerem uma baixa 
vazão. Costumam ser usadas em sistemas que precisam ter forças 
elevadas, com baixa velocidade no final do curso do cilindro. 
• As bombas hidráulicas apresentam uma perda de vazão (Q) através 
 
de vazamentos internos ocasionando uma vazão real (Qsis) inferior à 
vazão teórica (Qnominal). 
 
 
Vazão nominal (Qnom) é toda vazão lida no gráfico na pressão de 7 bar 
 
(zero da hidráulica). 
 
 
Vazão do sistema (Qsis) é toda vazão lida no gráfico da pressão de 
trabalho (exemplo 120 bar). 
 
A vazão efetivamente enviada ao sistema é denominada rendimento 
volumétrico (ηv) e deve ser considerada no dimensionamento da bomba. 
O rendimento volumétrico varia em função do modelo construtivo da 
bomba e da pressão na qual ela opera. 
 
25 
A melhor maneira de fazermos a seleção é através das curvas (gráfico) de 
rendimento da bomba, encontradas nos catálogos dos fabricantes, que 
apresentam a vazão real (Qsis) em função da pressão de trabalho e da 
rotação de acionamento. Caso não tenhamos um gráfico adequado à 
pressão de trabalho devemos recalcular o cilindro. As máquinas 
hidráulicas só trabalham se a bomba tiver o rendimento mínimo de 80%. 
 
 
Fórmula para cálculo de rendimento volumétrico: 
 
• ηv = Qsis 
Qnom 
 
• ηv = rendimento volumétrico 
• Qsis = vazão do sistema em lpm 
• Qnom = vazão nominal em lpm 
 
 
Curvas características – Valores Médios (medidas a n=1450 min −1 ; v = 46 
mm²/ s; t = 40 °C) 
 
 
 
 
26 
 
 
Curvas características (valores médios) medidas a n = 1450 mm; v = 41 
mm²/s e t = 50°C. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
27 
 
 
 
Calcular a vazão nominal da bomba em lpm 
(Qnom)Fórmula: 
 
• Qnom(lpm) = 
 
Qsis(lpm) 
ηv 
 
 
Dados: 
• Qnom = vazão da bomba em lpm 
• Qsis = vazão do sistema em lpm = 4,523 lpm 
• ηv = rendimento volumétrico = 0,9 
 
 
Cálculo: 
Qnom = 
 
Qsis = ηv 
 
4,523lpm 
0,9 
 
Qnom = 5.0255 lpm 
 
 
Consultando-se o catálogo do fabricante, temos as bombas: 
Qnom = 4 lpm 
Qnom = 8 lpm 
Qnom = 12 lpm 
Qnom = 16 lpm 
Qnom = 20 lpm 
Qnom = 24 lpm 
 
28 
Qnom = 28 lpm 
 
Qnom = 32 lpm 
 
 
Conforme o cálculo anterior (5,0255 lpm), a bomba escolhida é a de 
 
Qnom = 8lpm. 
 
 
 
Recalcular a vazão do sistema (Qsis) em lpm 
 
 
Fórmulas: 
 
• Qsis(lpm) = 
 
 
ou 
 
Va(litros).60 
ta(seg) 
 
• Qsis(lpm) = Ap(cm²) s (mm) . 0.006 
ta (seg) 
 
ou 
• Qsis(lpm) = va(mm/seg) . Ap(cm²) . 0,006 
ou 
• Qsis(lpm) = Qnom(lpm) . ηv 
 
 
Dados: 
• Qnom = 8 lpm 
• ηv = 0,9 
 
 
Cálculo: 
Qsis = Qnom . ηv 
 
Qsis = 8 lpm . 0,9 
 
Qsis = 7,2 litros 
 
 
Recalcular o tempo necessário para avançar o cilindro 
(ta) em segundos 
 
 
Fórmulas: 
 
• ta(seg) = 
 
 
• ta(seg) = 
 
 
• ta(seg) = 
 
s(mm) 
va(mm / seg) 
Ap(cm²) . s(mm) . 0,006 
Qsis(lpm) 
Va(litros).60 
Qsis(lpm) 
 
 
 
 
 
29 
Dados: 
• ta = tempo necessário para o cilindro avançar em segundos. 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm. 
• Va = volume de fluido necessário para o cilindro avançar em litros = 
 
0,3769 litros. 
• va = velocidade do cilindro no avanço em mm/ seg. 
• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm². 
• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm. 
• 0,006 = constante para transformar em lpm. 
 
 
Cálculos: 
 
ta = Ap.s.0,006 
Qsis 
ta = 12,5664cm². 300mm . 0,006 
7,2 lpm 
 
ta = 3,1416 seg 
 
 
ou 
 
 
 
ta = 
 
 
 
ta = 
Va.60 
Qsis 
 
0,37698litros.60 
7,2lpm 
 
 
ta = 3,1415 seg 
 
 
 
Calcular a velocidade de avanço do cilindro em 
mm/ seg (va) 
 
 
Fórmulas: 
 
 
 
• va (mm/seg) = 
 
 
• 
 
• va (mm/seg) = 
s(mm) 
ta(seg) 
 
 
Qsis(lpm) 
Ap.0,006 
 
 
 
 
 
 
 
30 
Dados: 
• va = velocidade de avanço do cilindro em mm/ seg. 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
• ta = tempo necessário para avançar o cilindro em segundos=3,1416 
seg 
• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm 
• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm² 
• 0,006 = constante de transformação para lpm 
 
Cálculos: 
 
va = 
 
 
va = 
s 
ta 
300mm 
3,1416seg 
 
va = 95,4927 mm/ seg 
 
ou 
va = 
 
Qsis 
Ap.0,006 
 
 
va = 
7,2lpm 
12,5664cm² . 0,006 
 
 
va = 95,4927 mm/ seg 
 
 
 
Calcular o tempo necessário para recuar o cilindro 
em segundos (tr) 
 
 
Fórmulas: 
 
• tr(seg) = 
 
s(mm) 
vr(mm / seg) 
 
 
 
 
• tr(seg) = Ac(cm²) . s(mm). 0,006 
Qsis(lpm) 
 
 
• tr(seg) = Vr(litros).60 
Qsis(lpm) 
 
 
 
 
 
 
 
 
31 
Dados: 
• tr = tempo necessário para o cilindro recuar em segundos. 
• s = curso do cilindro em mm = 300 mm 
• vr = velocidade do cilindro no recuo em mm/ seg 
• Ac = área da coroa em cm² = 7,658 cm² 
• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lp 
 
 
No de Pólos RPM fornecido RPM sob Carga 
 
Máx.
 
2 3600 3450
 
4 1800 1725
 
6 1200 1140
 
 
A velocidade do motor elétrico (RPM) deve ser dimensionada a partir das 
velocidades mínimas, ideais e máximas, recomendadas pelo fabricante da 
bomba que será acionada pelo motor. 
 
Fator de Serviço 
 
 
Geralmente, vêm em uma plaqueta na carcaça do motor todos os dados 
característicos do motor como, por exemplo, a potência, a rotação, a 
voltagem, etc. 
 
 
Um desses dados é o fator de serviço que é um fator de multiplicação da 
potência do motor. 
 
 
Para motores de até 200 HP esse fator de serviço normalmente é igual a 
 
1.15. 
 
 
Isso quer dizer que o motor poderá operar continuadamente com uma 
potência acima do nominal, indicada na plaqueta. 
 
Exemplos: 
 
Dados 
HP nominal = 50 HP 
Fator de serviço = 1.15 
 
 
 
 
 
 
32 
Cálculo 
 
HP máximo = HP nominal . fator de serviço 
 
HP máximo = 50 HP 1.15 
 
HP máximo = 57,5 HP 
 
 
Calcular a potência hidráulica (PH) em cv, HP e 
Watts (W) 
 
 
Fórmulas 
 
PH (cv) = 
 
 
Pef (kgf/cm 2 ) . Qnom (lpm) 
450 . ηv 
 
 
PH (HP) = 
Pef (psi) . Qnom (gpm) 
1714 . ηv 
 
Sabe-se que: 
 
1 galão = 3.785 litros 
 
1 cv = 0,986 HP 
 
1 cv = 736 W (Watts) 
 
1 HP = 746 W (Watts) 
1 Kgf/ cm 2 = 14.223 psi 
gpm = galões por minuto 
 
Dados 
PH = potência hidráulica em cv (cavalo vapor) 
PH = potência hidráulica em HP (horse power) 
 
Pef = pressão efetiva da válvula de segurança 
em kgf/ cm2 ou em psi = 79.676 kgf/ cm2 
Qnom = vazão nominal da bomba em lpm ou gpm = 8 lpm 
η v = rendimento volumétrico da bomba = 0,9 
 
 
Cálculo 
 
PH = Pef . Qnom 
450 . η v 
 
 
PH = 
79.676 kgf/ cm2 .8 lpm 
450 . 0,9 
 
 
PH = 
637.408 
405 
 
 
33 
PH = 1.5738 CV 
 
ou se 
 
1 cv = 0.986 HP 
 
1.5738 cv = PH (HP), então 
 
 
 
PH = 
0.986HP . 1.5738cv 
1cv 
 
 
PH = 1.5517 HP 
 
 
ou se 
 
 
1 cv = 736 W 
 
 
1.5738 cv = PH (W), então: 
 
 
 
PH (W) = 
736W .1.5738cv 
1 cv 
 
 
PH = 1.158 . 3168 W 
 
 
 
 
 
Dimensionamento de Tubulações 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Para o diâmetro calculado resultar em diâmetro comercial e com o mínimo 
de perda de carga, devemos seguir “velocidades recomendadas” para o 
escoamento do fluido. 
 
Velocidades recomendadas do fluido hidráulico 
nas tubulações 
 
 
 
 
Linhas (tubulações) Velocidade mínima 
recomendada
Velocidade máxima 
recomendada 
 
Sucção (vs) 
 
0,6 m/ seg 
 
60,96 cm/ seg
1,2 m/ seg 
 
121,92 cm/ seg 
 
Retorno (vr) 
 
3 m/ seg 
 
304,8 cm/ seg
4,6 m/ seg 
 
457,2 cm/seg 
 
Pressão (vp) 
 
6 m/ seg 
 
609 cm/ seg
7,6 m/ seg 
 
762 cm/ seg 
 
 
Obs: Para cálculo, utiliza-se a maior velocidade recomendada devido ao 
espaço de montagem e a facilidade de se curvar. 
 
Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de 
sucção em mm (ds) 
 
Fórmulas: 
 
• As(cm²) = 
 
Qnom(lpm).0,170 
vs(m / seg) 
As(cm²) • Ds(mm) = 10 . 
0,7854 
 
 
 
 
 
 
37 
Dados: 
• As = área do tubo instalado na linha de sucção em cm² 
• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm 
• vs = velocidade recomendada do fluido hidráulico nas tubulações 
instaladas na linha de sucção em m/seg. Utiliza-se a maior velocidade 
recomendada = 1,2 m/seg 
• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm² 
• Ds = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de sucção em mm. 
 
 
Cálculos: 
 
As = Qnom.0,170 
vs 
= 8lpm.0,170 
1,2m / seg 
 
As = 1,1333 cm² 
As(cm²) 
Ds(mm) = 10. 
 
 
Ds(mm) = 10. 
 
0,7854 
 
1,13333cm² 
0,7854 
 
Ds = 12,012 mm 
 
 
Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de 
retorno em mm (Dr) 
 
Fórmulas: 
 
• Ar(cm²) = 
 
Qnom(lpm).0,170 
vr(m / seg) 
Ar (cm²) • Dr(mm) = 10. 
0,7854 
 
 
Dados: 
• Ar = área do tubo instalado na linha de retorno em cm² 
• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8lpm 
• vr = velocidade recomendada do fluido hidráulico nas tubulações 
instaladas na linha de retorno em m/ seg. Utiliza-se a maior velocidade 
recomendada = 4,6 m/ seg 
• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm² 
• Dr = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de retorno em mm. 
 
 
 
 
 
 
 
38 
Cálculo: 
 
Ar= Qnom.017 
vr 
= 8lpm.0,170 
4,6m / seg 
 
Ar = 0,29565 cm² 
Ar (cm²) 
Dr(mm) = 10. 
 
 
Dr(mm) = 10. 
 
0,7854 
 
0,29565cm² 
0,7854 
 
Dr = 6,1354 mm 
 
 
Calcular o diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de 
pressão em mm (Dp) 
 
Fórmulas: 
 
• Ap(cm²) = 
 
Qnom(lpm).0,170 
vp(m / seg) 
 
• Dp(mm) = 10. 
 
Ap(cm²) 
0,7854 
 
 
Dados: 
• Ap = área do tubo instalada na linha de pressão em cm² 
• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm 
• Vp = velocidade recomendada no fluido hidráulico nas tubulações 
instaladas na linha de pressão em m/seg. Utiliza-se a maior 
velocidade recomendada = 7,6 m/seg 
• 0,170 = constante de transformação das unidades para cm² 
• Dp = diâmetro mínimo do tubo instalado na linha de pressão em mm. 
 
 
Cálculo: 
 
Ap = Ap(cm²) = 
 
Qnom.0,170 
vp 
 
= 8lpm.0,170 
7,6m / seg 
 
Ap = 0,17894 cm² 
 
Dp(mm) = 10. 
 
 
Dp(mm) = 10. 
Ap(cm²) 
0,7854 
 
0,17894cm² 
0,7854 
 
Dp = 4,7731 mm 
 
 
 
 
 
 
39 
Para usar a tabela, coloque uma régua ligando dois valores 
conhecidos e leia o valor procurando na terceira coluna. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
40 
Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na 
linha de sucção em mm 
 
Fórmula (utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a 
espessura): 
 
• es(mm) = δ.Pef(kgf / cm²).Ds(cm).10 
2.(τ − δ.Pef (kgf / cm²)) 
 
 
Dados: 
• es = espessura da parede da tubulação instalada na linha de sucção 
em mm 
• δ = coeficiente de segurança para a linha de sucção = 8 
• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79.676 
kgf/ cm² 
• Ds = diâmetro do tubo instalado na linha de sucção em cm = 1,2012 
 
cm 
• τ = resistência do material do tubo (2500 a 5000 kgf/ cm²) 
 
 
Cálculos 
 
es = 
 
 
 
es = 
 
 
 
es = 
δ.Pef.Ds.10 
2.τ.Pef ) 
 
8.79,676kgf / cm².1,2012cm.10 
2.(3500 − 8.79,676kgf / cm²) 
 
 
7656,5448 
5725,184 
 
es = 1,3373 mm 
 
 
 
es = δ.Pef.Ds.10 
2.(τ − δ.Pef ) 
 
 
 
es = 
8.79,676kgf / cm².1,2012cm.10 
2.(5000 − 8.79,676kgf / cm²) 
 
 
 
es = 
7656,5448 
8725,184 
 
 
es = 0,877 mm 
 
 
 
41 
Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na 
linha de retorno em mm 
 
Fórmula (Utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a 
espessura): 
 
• er(mm) = δ.Pef(kgf / cm²).Dr(cm).10 
2.(τ − δ.Pef (kgf / cm²)) 
 
 
Dados: 
• er = espessura da parede da tubulação instalada na linha de retorno 
em mm. 
• δ = coeficiente de segurança para a linha de retorno = 8 
• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79,676 
kgf/cm² 
• Dr = diâmetro do tubo instalado na linha de retorno em cm = 0,61354 
 
cm 
• τ = resistência do material do tubo (3500 a 5000 kgf/ cm²) 
 
 
 
Cálculo: 
 
 
er = 
 
 
 
er = 
τ.Pef.Dr.10 
2.(τ − δ.Pef ) 
 
8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10 
2.(3500 − 8.79,676cm²) 
 
 
er = 0,683 mm 
 
 
er = 
 
 
 
er = 
 
 
 
er = 
δ.Pef.Dr.10 
2.(τ − δ.Pef ) 
 
8.79,676kgf / cm².0,61354cm.10 
2.(5000 − 8.79,676cm²) 
 
3910,753 
8725,184 
 
 
er = 0,448 mm 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
42 
Calcular a espessura da parede da tubulação instalada na 
linha de pressão em mm 
 
Fórmula (Utilizada quando o catálogo do fabricante não contém a 
espessura): 
 
• ep(mm) = δ . Pef(kgf/cm²) . Dp(cm) .10 
2 . (τ − δ . Pef(kgf/cm ²)) 
 
 
Dados: 
• ep = espessura da parede da tubulação instalada na linha de pressão 
em mm. 
• δ = coeficiente de segurança para a linha de pressão = 4. 
 
 
Obs: O fator de segurança na pressão é menor pois, do contrário, 
teríamos a parede do tubo excessivamente espessa. 
 
 
• Pef = pressão efetiva da válvula de segurança em kgf/ cm² = 79,676 
kgf/ cm². 
• Dp = diâmetro do tubo instalado na linha de pressão em 
 
mm = 0,4773 cm. 
• τ = resistência do material do tubo (3500 a 5000 kgf/ cm²). 
 
Cálculo: 
 
 
ep = 
δ . Pef . Dp .10 
2 .(τ − δ . Pef) 
 
 
ep = 
4 . 79,676kgf/ cm² . 0,4773cm .10 
2 . (3500 − 4.79,676cm²) 
 
 
ep = 
1521.1741 
6.362.592 
 
ep = 0,239 mm 
 
 
ep = 
δ . Pef . Dp .10 
2 . (τ − δ . Pef) 
 
 
ep = 
4 79.676 kgf /cm² . 0.4773 cm .10 
2 . (5000 − 4 . 79,676 kgf/ cm²) 
 
 
 
 
43 
 
ep = 
1.521.1741 
9.362.592 
 
ep = 0,1624 mm 
 
 
 
Obs: 
• Conhecendo-se o diâmetro interno e a espessura da parede de cada 
tipo de tubo, determina-se o cano que será utilizado através de 
pesquisas de catálogos, de forma a se verificar a disponibilidade de 
mercado. 
• Alguns catálogos de fabricantes de tubos trazem no seu interior, 
ábacos que nos permitem determinar o diâmetro interno da tubulação 
e tabelas que indicam a espessura disponível de tubo no comércio 
para uma determinada pressão. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
44 
 
 
 
 
45 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
46 
Dimensionamento do reservatório 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
O reservatório deve possuir um volume de óleo, tal que, teoricamente 
todo o volume armazenado circule uma vez pelo circuito a cada 3 (três) 
minutos. 
 
Calcular a capacidade total do reservatório com 
chicana em litros (Ct) 
 
Fórmula: 
• Ct (litros) = 3 . Qnom (lpm) . 1,1 
Dados: 
• Ct = capacidade total do reservatório em litros 
• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm 
• 1,1 = 10% de ar para permitir a circulação do óleo. 
Cálculo: 
 
Ct = 3 . Qnom . 1,1 = 3 . 8 lpm . 1,1 
 
Ct = 26,4 litros 
 
 
Calcular a capacidade total do reservatório sem 
chicana em litros (Ct) 
 
Fórmula: 
• Ct (litros) = 5 . Qnom (lpm) . 1,1 
 
 
Dados: 
• Ct = capacidade total do reservatório em litros 
• Qnom = vazão nominal da bomba em lpm = 8 lpm 
• 1,1 = 10% de ar para permitir a circulação do óleo 
 
Cálculo 
 
Ct = 5 . Qnom . 1,1 = 5 . 8 lpm . 1,1 
 
Ct = 44 litros 
 
47 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
48 
Dimensionamento das válvulas 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Normalmente, os catálogos trazem através de tabelas a máxima vazão 
que uma determinada válvula de determinado tamanho deixa passar. 
 
 
Teoricamente, uma válvula deixaria passar qualquer vazão dependendo, 
é claro, da perda de carga que queremos ter através dela. 
 
 
Por outro lado, se ultrapassarmos a vazão indicada no catálogo, 
poderemos ocasionar o mau funcionamento da válvula devido às 
características de fabricação interna dos componentes, 
dimensionamentos, etc. 
 
Válvulas 
 
 
A seleção do tamanho nominal (TN) das válvulas a serem utilizadas no 
circuito é baseada em 2 (dois) parâmetros: 
• Pressão máxima de operação 
• Vazão que circula pela válvula 
 
Estes parâmetros são obtidos quando do dimensionamento dos atuadores 
e da bomba. 
 
Válvulas direcionais 
 
 
São disponíveis com acionamento direto para vazão de até 120 lpm. 
Acima desta vazão utilizam-se as válvulas pré-operadas. 
 
 
Um ponto importante na seleção das válvulas direcionais é a queda de 
pressão produzida pela passagem do fluido no seu interior. O valor desta 
queda de pressão depende do tipo de êmbolo que a válvula possui e da 
vazão que circula através da mesma.49 
Nos catálogos dos fabricantes, existem tabelas que permitem determinar 
esse valor. O valor máximo aceitável de queda de pressão depende do 
tamanho nominal (TN) da válvula direcional e da complexidade do circuito. 
Contudo, na maioria das aplicações, uma queda de pressão de até 5 bar 
é tolerável. 
 
Quando a válvula direcional comandar cilindros de dupla ação com 
relação de área grande (2:1, 3:1, etc.), é preciso atenção, pois a vazão 
que deixa o cilindro (vazão induzida) no movimento de retorno será 
superior à vazão da bomba, causando uma queda de pressão elevada na 
válvula direcional. 
 
 
Exemplo: 
 
No esquema abaixo, a vazão que entra na câmara do lado da haste é de 
 
30 lpm, porém a vazão que deixa a câmara oposta é de 90 lpm. Com isso, 
a vazão através da válvula direcional será: 
• P → B = 30 lpm 
• A → T = 90 lpm 
 
 
 
 
 
Vazão Induzida 
 
 
O óleo que sai causa resistência. 
 
 
Fórmulas: 
 
• Qi (retorno) (lpm) = 
 
Ap(cm²) 
Ac(cm²) 
 
 
. Qsis (lpm) 
 
• Qi (avanço) (lpm) = 
 
Ac(cm²) . Qsis (lpm) 
Ap(cm²) 
 
 
Dados: 
 
50 
• Qi (retorno) = vazão induzida no retorno do cilindro em lpm 
• Qi (Avanço) = vazão induzida no avanço do cilindro em lpm 
• Qsis = vazão do sistema em lpm = 7,2 lpm 
• Ap = área do pistão em cm² = 12,5664 cm² 
• Ac = área da coroa em cm² = 7,65765 cm² 
 
 
Cálculos: 
Qi(retorno) = 
 
Ap . Qsis 
Ac 
Qi(avanço) = 12,5664cm² . 7,2 
7,65765cm² 
 
Qi (avanço) = 11,814 lpm 
 
Qi(retorno) = 
 
 
Qi(avanço) = 
Ac . Qsis 
Ap 
7,65765cm² 
12,5664cm² 
 
 
 
 
. 7,2 
 
Qi (avanço) = 4,3875 lpm 
 
 
Válvulas para controle de pressão 
 
 
São selecionadas a partir da vazão que circula pela válvula e da pressão 
a ser ajustada no sistema. Em uma válvula de segurança existem faixas 
de ajuste de pressão próximas do limite máximo. É recomendado que o 
valor a ser ajustado não fique próximo do limite máximo. 
 
 
Para válvulas redutoras de pressão, seqüência, contrabalanço, etc., é 
necessário verificar no catálogo do fabricante o valor da queda de 
pressão, conforme visto em válvula direcional. 
 
Válvulas reguladoras de vazão 
 
 
O tamanho nominal (TN) da válvula é definido pela vazão a ser 
controlada. Neste caso, também é necessário consultar o catálogo do 
fabricante para verificar o valor máximo de vazão controlável. 
 
 
Em válvulas com retenção incorporada para permitir fluxo livre de retorno, 
é necessário verificar a queda de pressão durante este movimento. 
 
 
Nos casos particulares onde o catálogo não indica a máxima vazão 
 
(retorno simples, por exemplo), recomenda-se que seja adotada a 
 
 
51 
válvula cujo diâmetro da tomada seja igual ou imediatamente 
superior ao diâmetro interno da tubulação onde será instalada a 
válvula. 
 
Cálculo da perda de carga em linhas de pressão, 
potência, eficiência e perdas no sistema 
 
 
 
Cálculo de perda de carga distribuída na linha 
 
 
Fórmula: 
 
• ∆P(kgf/cm²) = f . 
 
L(cm) 
D(cm) 
 
. υ.δ 
1884,614 
 
 
Dados: 
• ∆P = perda de carga distribuída na linha em kgf/ cm² 
• f = fator de fricção (n° puro) 
• f = X 
R 
 
• X = é uma constante que depende do tipo de tubulação e 
variação da temperatura do fluido. 
• X = 60 – para tubos rígidos e temperatura constante 
• X = 75 – para tubos rígidos e temperatura variável ou para 
tubos flexíveis e temperatura constante 
• X = 90 – para tubos flexíveis e temperaturas variáveis 
 
 
Obs: Como fator de segurança recomenda-se utilizar sempre “X = 90” 
 
 
• R = é o número Reynolds que deverá ser sempre menor do que 
 
2000 para que o tipo de escoamento seja laminar, onde teremos 
sempre a mesma perda de carga. 
• Em realidade, entretanto, um sistema a óleo hidráulico estará 
 
sempre sujeito a turbulências em blocos manifolds, válvulas, etc. 
• Assim sendo, observe que o cálculo do número de Reynolds 
indicará um valor menor que 2000, mas não necessariamente o 
escoamento será laminar em todo o sistema. 
 
 
 
 
 
 
 
52 
Fórmula para cálculo do N° de Reynolds (R) 
 
 
R = v(m / seg).D(cm) υ(st) 
 
(N° Puro) 
 
 
Onde: 
• D = diâmetro interno da tubulação em cm 
• υ = viscosidade cinemática do fluido em st (centistoks) 
(1st=1cm²/seg) 
• Para óleo hidráulico, varia de 0,45 a 0,50 st 
• Dessa forma, recomendamos que sejam calculados 2 n°s de 
 
Reynolds. 
• R1 – usando υ = 0,45 st 
• Resultará em N° de Reynolds menor possível que deverá ser 
menor do que 2000. 
• R2 – usando υ = 0,50 st 
• Resultará em N° de Reynolds menor possível, resultando em 
um fator de fricção “f” maior possível e portanto ∆P maior 
possível (segurança). 
• L = comprimento total da tubulação em cm 
• L = Ll + Ls 
 
 
Onde: 
• Ll = comprimento total da canalização “retilínea” do sistema em 
cm. 
• Ls = comprimento equivalente das singularidades do sistema 
 
(curvas, cotovelos, etc.) em canalização retilínea em cm. 
• D = diâmetro interno da tubulação em cm = 0,6 a 1,2 m/ seg 
• v = velocidade de escoamento do fluido em m/ seg (recomendado) 
• Sucção = 60,96 a 121,92 cm/ seg ou 0,6 a 1,2 m/ seg 
• Retorno = 304,8 a 457,2 cm/ seg ou 3 a 4,6 m/ seg 
• Pressão = 609 a 762 cm/ seg ou 6 a 7,6 m/ seg 
• δ = Peso específico do fluido 
• Para óleo hidráulico = 0,818kg/ dm3 ou 0,00818kg/ cm³ 
• 1884,614 = fator de conversão que harmoniza as utilizadas da forma 
que a resposta de ∆P seja fornecida em bar. 
 
Obs: Neste cálculo de perda de carga distribuída não foi levada em 
consideração a perda originada nos blocos manifolds (bloco de aço onde 
 
 
53 
são montadas as válvulas). Nestes blocos, as curvas internas de 
interligação são feitas a 90° com canto vivo, gerando assim uma 
turbulência e, por conseguinte, perda de carga maior. 
 
 
Sugerimos que, na prática, para cada 5 blocos manifolds, acrescentemos 
10% ao valor de ∆P (∆Preal = 1,1. ∆P). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
54 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
0
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
34 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
1
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
SIMBOLOGIA 
 
Normas DIN/ISO 1219 e ABNT (em estudo). 
 
BOMBAS HIDRÁULICAS 
 
Manual 
 
Vazão variável 
(com 2 sentidos de fluxo) 
 
Vazão fixa 
 
 
MOTORES HIDRÁULICOS 
Com 1 sentido de rotação 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
2
Vazão variável (com 1 sentido de fluxo) 
 
 
Com 2 sentidos de rotação 
 
 
 
 
 
 
Com 2 sentidos de rotação com torque e 
volume de absorção variável 
 
 
Ação dupla (sem amortecimento) 
 
 
 
CILINDROS HIDRÁULICOS 
Ação simples (retorno por força externa) 
 
 
 
Ação dupla (com amortecimento regulável no 
avanço e retorno) 
 
 
Ação simples (retorno por mola) 
 
Ação dupla com haste passante igual 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
3
 
 
 
 
 
Telescópio (de ação simples) 
 
Retenção simples - mola diferente de 0,5 bar 
(indicar contrapressão junto ao símbolo) 
 
 
Telescópio (de ação dupla) 
 
 
Retenção com desbloqueio hidráulico (piloto 
externo e dreno interno) 
 
Multiplicador de pressão 
 
Retenção com desbloqueio hidráulico (piloto e 
dreno externo)VÁLVULAS DE BLOQUEIO 
 
Retenção simples (mola 0,5 bar) 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
4
Retenção com desbloqueio hidráulico, 
geminada. 
 
 
Limitadora de pressão pré-operada com 
regulagem manual 
 
 
 
 
Sucção ou de pré-enchimento 
 
 
 
Limitadora de pressão pré-operada com 
descarga por solenóide 
 
VÁLVULAS DE PRESSÃO 
 
Limitadora de pressão com comando de 
operação próprio com regulagem manual 
 
 
 
 
 
Seqüência diretamente operada 
 
Redutora de pressão pré-operada 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
5
 
 
Seqüência pré-operada 
 
 
Segurança e descarga do acumulador 
(interruptora de pressão pré-operada). 
 
Redutora de pressão diretamente operada 
 
 
VÁLVULAS DE VAZÃO 
 
Redutora de vazão 
 
 
Redutora de vazão com retorno livre 
 
Reguladora de vazão com pressão 
compensadora e retenção com comando 
direcional 
 
Redutora de vazão com retorno livre, Retificador para regulador de vazão (placa 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
6
geminada. 
 
 
GRAETZ) 
 
 
Reguladora de vazão com pressão 
compensada e retenção 
 
 
Frenagem (retardamento) 
 
 
 
Frenagem e segurança 
 
Controle do manômetro 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
7
VÁLVULAS DIRECIONAIS 
 
Direcional Rotativa 
 
Seletora para manômetro 
 
Válvula solenóide para água 
 
 
 
Direcional manual (centragem por mola) 
 
 
 
Direcional manual (com travamento) 
 
 
Direcional pré-operada por solenóide e 
controlada hidraulicamente (centragem por 
pressão hidráulica) 
 
 
Direcional diretamente operada por solenóide 
(centragem por mola) 
Direcional mobil com acionamento manual e 
centragem por mola 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
8
 
 
 
 
Direcional pré-operada por solenóide e 
controlada hidraulicamente (centragem por 
molas) 
 
Direcional de assento (1 esfera) 
 
 
Direcional de assento (2 esferas) 
 
SERVO-VÁLVULAS 
 
Servo-válvulas de pressão 
 
Alternadora 
 
Servo-válvulas direcional 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
9
Elemento lógico 
 
 
 
VÁLVULAS PROPORCIONAIS 
 
Direção proporcional 
 
 
 
 
 
Reguladora de vazão, proporcional. 
 
 
Limitadora de pressão acionada por motor de 
corrente continua 
 
Limitadora de pressão, proporcional. 
 
 
ACESSÓRIOS 
 
Acumulador (bexiga) 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
10
Redutora de pressão, proporcional 
 
 
 
 
Acumulador (membrana) 
 
Acumulador (pistão) 
 
 
ACESSÓRIOS 
Filtro de ar c/bocal de enchimento 
 
 
Filtro de óleo 
 
Pressostato com dreno interno (com 1 
contato) 
 
 
 
 
Pressostato (com 2 contatos) 
 
Trocador de calor 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
11
 
Aquecedor 
 
 
Fluxostato 
 
Pressostato com dreno externo 
(com 1 contato) 
 
 
Registro aberto 
 
 
 
 
 
 
ACESSÓRIOS 
 
Registro fechado 
 
 
 
Termômetro 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
12
 
Indicador de nível de óleo 
 
 
Termostato 
 
 
 
 
 
Indicador elétrico de nível do óleo 
(com 2 contatos) 
 
Manômetro/Vacuômetro 
 
 
Rotâmetro 
 
 
Acoplamento 
 
 
 
Engate rápido (macho e fêmea) 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
13
ACESSÓRIOS 
 
Conexão 
 
 
Mangueira ou tubo flexível 
 
 
 
 
Junta de expansão 
 
 
Linhas não interligadas 
 
 
Linhas interligadas 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
14
EXERCÍCIOS 
 
 
1ª parte: 
 
1- Definir hidráulica. 
2- Definir óleo-hidráulica. 
3- Definir e classificar os sistemas óleo-hidráulicos. 
4- Citar vantagens e desvantagens dos sistemas hidráulicos. Justificar 
5- Explicar o “princípio da conservação de energia” em sistemas hidráulicos. 
6- Como se identifica o componente de saída de um circuito hidráulico? E o de entrada? 
7- Normalmente, qual é a pressão disponível para preencher a entrada de uma bomba? 
8- Qual é a função de uma bomba no sistema hidráulico? 
9- Quais as características básicas das bombas de deslocamento positivo? Cite os tipos mais 
usuais e suas aplicações. 
10- Porque não se usa uma bomba centrífuga para transmitir pressão? 
11- Citar algumas propriedades de um fluido hidráulico. 
12- Citar algumas funções de um fluido hidráulico. 
13- Como se cria a pressão em um sistema hidráulico? 
14- O que determina a velocidade de um atuador? 
15- Qual a relação entre a velocidade do fluido e atrito num tubo? 
16- Relacionar as velocidades recomendadas pelos fabricantes na tubulação. 
17- Citar 3 funções de um reservatório e como ele deve ser dimensionado. 
18- Qual é a utilidade de um respiro em um reservatório? 
19- Qual é a função de uma chicana horizontal e vertical? 
20- Onde deverá ser localizado o bujão de dreno de um reservatório? 
21- Mencionar 3 possíveis lugares onde se pode colocar um filtro. 
22- De que forma regula a velocidade de um sistema hidráulico? 
23- Qual é a função de uma válvula de segurança? 
24- O que é vazão induzida em um sistema hidráulico? 
EXERCÍCIOS 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
15
2ª parte: 
 
25- Calcular a área de seção e diâmetro interno do duto na linha de pressão, sucção e retorno de 
um sistema hidráulico com uma vazão de 8 lpm. 
26- Calcular a potência hidráulica, em cv, para girar uma bomba com vazão de 20 lpm e 
pressão máxima de 120 bar com rendimento de 75%. 
27- Calcular a força e a velocidade de avanço e de retorno de um cilindro hidráulico de dupla 
ação com diâmetro de pistão de 50 mm e de haste de 30 mm. A pressão de trabalho é 60 bar 
e a vazão da bomba é constante e igual a 6 lpm. 
28- Um cilindro hidráulico de dupla ação tem um diâmetro de pistão igual a 150 mm, diâmetro 
de haste igual a 80 mm e curso de 200 mm. Se ele trabalhar a uma pressão de 80 bar com 
uma bomba fornecendo uma vazão de 50 lpm, determinar: 
a) as velocidades de avanço e de retorno. 
b) os tempos gastos no avanço e no retorno. 
c) a pressão necessária nas câmaras traseira e dianteira para que ele realize uma força de 3000 
Kgf. 
29- Calcular a força exercida no avanço e no retorno de um cilindro de 2” de diâmetro de pistão 
e 1 1/2” de diâmetro de haste, sabendo que a pressão fornecida é de 210 bar. 
30- Para uma pressão de 70 bar quero obter uma força de avanço de 5000 Kgf e outra de 
retorno de 2000 Kgf. Calcular as áreas de pistão, haste e coroa e diâmetro de pistão e haste 
para que isso possa ocorrer. 
31- Dimensionar o cilindro de uma prensa de chapas de 1.00 cm de espessura, sabendo que a 
força necessária a prensagem será de 100 toneladas força para uma pressão de 210 bar. 
32- Sabendo que para efetuar uma força de avanço de 5000 Kgf, precisamos de um cilindro de 
diâmetro de pistão de 9,45 cm e diâmetro de haste de 7,31 cm uma força de retorno de 2000 
Kgf. Calcular as vazões necessárias para o avanço e retorno do cilindro, sabendo que o 
curso do mesmo é de 500 mm e o tempo de ida é de 3,0s e retorno 1,5s. 
33- Calcular a perda de carga de um sistema sabendo que: 
a) a vazão máxima é de 20 lpm. 
b) os tubos são flexíveis e a temperatura do fluido é constante. 
c) o comprimento da canalização retilínea é de 1400 centímetros. 
d) são encontradas as seguintes singularidadesno sistema: 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
16
 d.1) 2 cotovelos de 90º raio longo 
 d.2) 2 cotovelos de 90º raio curto 
 d.3) 2 cotovelos de 45º 
 d.4) 4 curvas de 90º raio longo 
 d.5) 2 “tês” de saída bilateral 
 d.6) 1 registro globo 
e) válvulas RACINE usadas na linha de pressão; 
 e.1) 2 válvulas de controle direcional de 1/4” ( ∆P = 3,5 bar) 
 e.2) 2 válvulas de sequência de 3/8” ( ∆P = 2,8 bar) 
 e.3) 1 válvula de controle de vazão (vazão máxima 30 lpm) (∆P = 3,5 bar) 
 e.4) 1 válvula de retenção pilotada de 3/4” montada em placa ( ∆P = 0,8 bar) 
f) o fluido é óleo SAE-10. 
Sabendo-se que o sistema necessita de uma pressão mínima de 160 bar e que a pressão 
máxima fornecida é de 210 
bar, a que conclusão chegamos após o cálculo da perda de carga total do sistema? 
34- Sabendo que um cilindro que trabalha em sistema regenerativo, recebe óleo da bomba a 
uma vazão de 60 lpm e pressão máxima de 70 Kgf /cm2, calcular a força resultante e a 
velocidade de avanço para um diâmetro de pistão igual a 8”, e diâmetro de haste igual a 5”. 
Adotando um curso de 500 mm em quanto tempo o cilindro se estenderá? Faça a seguir, o 
cálculo da força, velocidade e tempo de avanço utilizando os mesmos dados acima e 
imaginando como se o sistema não fosse regenerativo. Estabeleça conclusões entre o 
primeiro e o segundo caso. 
35- Calcular a vazão necessária para que um cilindro de uma máquina injetora, de curso igual a 
370 mm, diâmetro de pistão 13,26 cm e diâmetro de haste de 7,66 cm de haste, efetue a 
injeção de cinco peças por minuto. 
36- Calcular a vazão necessária para um cilindro de uma prensa hidráulica, de 400 mm de curso 
e diâmetro de pistão 10,16 cm e diâmetro de haste de 6,35 cm de forma que gaste 10 
segundos para o avanço e 5 segundos para o retorno, perfazendo portanto um tempo total de 
15 segundos (avanço e retorno). 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
17
3ª parte: 
 
Transmissão Hidráulica de força 
 
 
 
 
 
 
 
F1 = 250 Kgf 
 
A2 = 20 cm2 
 
A1 = 5 cm2 
 
F2 = ? 
 
Conclusão: 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
18
Transmissão Hidráulica de pressão 
 
 
P1 = 40 bar 
 
A1 = 15 cm2 
 
A2 = 5 cm2 
 
P2 = ? 
 
Conclusão: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
19
Macaco Hidráulico 
 
 
 
G = 200 Kgf 
 
A2 = 10 cm2 
 
A1 = 2,5 cm2 
 
P = ? 
 
F1 = ? 
 
Determinar o número de vezes que o operador terá que bombear para elevar o veículo 15 cm. 
O deslocamento do êmbolo é de 10 cm. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
20
Dimensionar as tubulações do circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
Dados: 
 
Q = 30 lpm 
 
P = 210 bar 
 
Relação de áreas do cilindro: (2:1) 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
21
 
Projetar o esquema de comando simplificado para uma plataforma de elevação. 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
22
Guincho para pequenas cargas 
 
Um guincho hidráulico deverá erguer uma carga através do acionamento de uma válvula 
acionada por alavanca e o seu retorno se dará somente pelo desacionamento da mesma. 
Projetar o esquema hidráulico para o sistema descrito acima. 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
23
Porta de caldeira 
 
Um cilindro de dupla ação tem a função de abrir e fechar a porta de uma caldeira e 
deverá ser controlado por uma válvula direcional com retorno por mola, sendo que, no 
acionamento promove-se o avanço, no desacionamento, o retorno. 
Projetar o esquema hidráulico para o sistema descrito acima. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
24
Projetar o esquema de comando para o dispositivo de prensagem mostrado abaixo. O cilindro 
de dupla ação deve avançar (movimento de descida) quando for acionada uma alavanca e 
permanecer avançado enquanto a alavanca estiver acionada. Ao terminar a prensagem a 
alavanca deve ser desacionada e o cilindro deve retornar a sua posição de partida (totalmente 
recuado), permanecendo assim, até que um novo comando seja efetuado. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
25
Um cilindro de dupla ação deve comandar o movimento de avanço de uma mesa posicionadora 
de um dispositivo de usinagem. O dispositivo possui várias estações de usinagem, portanto, a 
mesa deve poder parar em qualquer posição ao longo do curso do cilindro. 
Projetar o esquema de comando para o cilindro da mesa. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
26
Um cilindro hidráulico comanda a operação de descarga de um silo para armazenagem. Deve-
se comandar a abertura e o fechamento da porta do silo, sabendo-se que o produto armazenado 
pode fluir em maior ou menor quantidade, em função da capacidade de carga do veículo a ser 
carregado. 
Projetar o esquema de comando. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
27
 
Um cilindro de dupla ação deve comandar o movimento de abertura e fechamento de uma porta 
de um forno para tratamento térmico. O movimento de subida da porta (abertura) deve se dar 
rapidamente e o movimento de descida deve possuir velocidade controlada para que a porta não 
sofra impactos durante o seu fechamento. 
Projetar o esquema de comando. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
28
 
Um elevador de cargas deve transportar volumes de grande peso da linha de produção (posição 
A) para o estoque (posição B). Durante a retirada do material a plataforma deve ficar 
hidraulicamente fixada. 
 Projetar o esquema de comando. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
29
 
O cilindro de dupla ação deverá prender peças de diferentes materiais (cerâmica, 
madeira, metal, vidro, etc.). 
Projetar um esquema hidráulico onde a pressão, para cada peça de diferente material, 
possa ser ajustável. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
30
 
Sistema hidráulico simples (circuito aberto). 
 
 
1. Identificar os componentes. 
2. Descrever o circuito. 
3. De que depende a velocidade de avanço do cilindro? 
4. De que depende a força disponível no circuito? 
5. Onde é regulada a pressão máxima admissível (carga máxima com a qual o sistema pode 
solicitar)? 
6. Como é determinado o valor real da pressão? 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
31
 
Sistema hidráulico com válvulas direcionais em série. 
 
1. Identificar os componentes. 
2. Descrever o circuito. 
3. Qual a pressão necessária no sistema para o cilindro 1? 
4. De que dependem as velocidades do cilindro? 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
32
 
Sistema hidráulico com cilindro ligado em circuito regenerativo. 
 
1. Identificar os componentes. 
2. Descrever o circuito. 
3. Estabelecer conclusões entreo sistema hidráulico regenerativo e não regenerativo. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
33
Circuito Série 
 
 
 
Suponha três cilindros hidráulicos conectados em série desenvolvendo o mesmo curso 
aplicando a mesma intensidade de força. 
 
1. Descrever o princípio de funcionamento. 
2. Determinar as pressões indicadas pelos manômetros: P1, P2 e P3. 
3. Determinar as relações de volume para as câmaras traseiras, na posição em que se 
encontra o êmbolo. 
4. Supondo que no circuito sejam utilizados cilindros com relação r = 2:1, determinar a 
razão de volumes. 
5. Citar a (s) conclusão (conclusões) deste circuito. 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
34
Circuito Paralelo 
 
 
 
Suponha que os vetores F sejam de intensidades diferentes e os diâmetros dos atuadores iguais. 
1. Descrever o princípio de funcionamento. 
2. Determinar as pressões indicadas pelos manômetros: P1, P2 e P3. 
3. Determinar a velocidade dos atuadores. 
4. Suponha que o esquema seja utilizado para erguer uma carga e admitindo um curso de 
30 cm, r = 2:1, Dp = 4 cm e F = 9000 N. Determinar a vazão, a pressão e a potência de 
uma bomba, para que a carga seja erguida em t = 10segundos. 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
35
1. Descrever o funcionamento do circuito hidráulico abaixo. 
2. Determinar a perda de carga total e perda térmica do circuito abaixo, verificando sua 
viabilidade quanto à condição final de funcionalidade. 
Dados: 
- (1) válvula de controle direcional tipo J (fabricante: REXROTH) 
- (2) válvula de seqüência tipo DZ 10 P (fabricante: REXROTH) 
- (3) válvula de retenção tipo SV TN 10 (fabricante: REXROTH) 
- (4) válvula controladora de fluxo tipo DRV 8 (fabricante: REXROTH) 
- 5m lineares com diâmetro externo de 5/8” 
- 1 tê de saída bilateral, 2 tês de passagem direta, 2 curvas 90° de raio longo, 2 cotovelos 
90° de raio médio 
- tubos rígidos e temperatura constante 
- fluido ISO VG 32 a 50° 
- viscosidade cinemática: 21,06 cSt 
- massa específica: 0,8580 g/cm3 
- vazão máxima do sistema = 45 lpm 
- pressão nominal = 150 bar 
- pressão de trabalho = 60 bar 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
36
Uma prensa é acionada por um circuito que contém duas bombas. 
Uma bomba de grande vazão é responsável pelo movimento do cilindro e a outra de 
grande pressão responsável pela força efetiva da prensagem. 
Durante o movimento de posicionamento da mesa, as duas bombas atuam em conjunto. 
No momento da prensagem somente a de alta pressão atua ficando a grande vazão 
descarregando toda a sua vazão para o tanque. 
Dados: 
Pressão máxima de operação = 250 bar. 
Pressão de descarga = 170 bar. 
Pede-se: 
Projetar o circuito hidráulico. 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
37
Projetar um circuito hidráulico para erguer uma carga de 10000 Kgf sendo dados: 
 Pressão máxima de operação = 70 Kgf/cm2. 
 Velocidade no avanço de 12 cm/s, com no mínimo 8 movimentos completos por 
minuto. 
 Curso de 600 mm para erguer. 
 Rendimento total de 60%. 
 Relação de áreas do cilindro: (2:1) 
 
 
 Pede-se: 
 Dimensionar o cilindro hidráulico. 
 Dimensionar a bomba e o motor de acionamento. 
 Calcular as vazões e pressões induzidas no avanço e na retração. 
 Calcular a perda de carga no circuito. 
 Dimensionar as tubulações. 
 Dimensionar o reservatório. 
 Identificar os componentes e descrever o circuito hidráulico. 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
38
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
39
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
40
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
41
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
42
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
43
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
44
Descrever o circuito hidráulico abaixo: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
45
Em um elevador de cargas, o cilindro hidráulico de atuação é comandado manualmente através 
de um macaco hidráulico, cujo circuito é mostrado esquematicamente na figura abaixo. 
Considere o sistema sem perdas e que o retorno do cilindro hidráulico seja feito pela ação da 
gravidade. 
Dados: 
Força máxima do operador sobre a alavanca: 200 N 
Dimensão a da alavanca: 400 mm 
Dimensão b da alavanca: 400 mm 
Diâmetro do atuador linear: 20mm 
Diâmetro do cilindro hidráulico: 100mm 
 
Pede-se: 
a) Explique o funcionamento desse circuito hidráulico. 
b) Admitindo que o ciclo de movimento da alavanca ocorra em 1 segundo e que o curso do 
atuador linear seja 100 mm, determine a carga máxima que pode ser suspensa pelo 
cilindro hidráulico e sua velocidade média de elevação. 
 
 
 
 
 
 
 
 
ANEXO 1: 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
46
 
Figura A1 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
47
 
 
Figura A2 
 
 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
48
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS: 
 
Apostila THR, Rexroth Hidráulica Ltda. 
Apostila MHR, Rexroth Hidráulica Ltda. 
Automação Pneumática - CJA-B, Schrader Bellows, Parker Pneumatic, Centro Didático 
de Automação. 
Cilindros Pneumáticos e Componentes para máquinas de produção, Schrader Bellows, 
Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação. 
Coletânea de Artigos Técnicos - Volume I e II, Associação Brasileira de Hidráulica e 
Pneumática. 
EP211 - Introdução a Sistemas Eletropneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1994. 
 EP222 - Técnicas e Aplicação de Comandos Eletropneumáticos, Festo Didactic - 
Brasil, 1988. 
 E311 - Introdução a Controladores Lógicos Programáveis, Festo Didactic - Brasil, 
1991. 
 E322 - Programação de Controladores Programáveis, Festo Didactic - Brasil, 1992. 
Fialho, Arivelto Bustamante, Automação Hidráulica – Projetos, Dimensionamento e 
Análise de circuitos, Editora Érica Ltda, 2ª edição, 2004. 
H511, Introdução a Hidráulica, Festo Didactic - Brasil, 1995. 
 H521, Técnicas, Aplicação e Montagem de Comandos Hidráulicos, Festo Didactic - 
Brasil, 1987. 
 Hasebrink, J. P e R. Kobler, Técnica de comandos 1, Fundamentos de Pneumática/ 
 Eletropneumática, 1975. 
Hidráulica Básica - volume I, Rexroth Hidráulica Ltda. 
Macintyre, Archibald Joseph, Bombas e Instalações de Bombeamento, Editora 
Guanabara S.A., Rio de Janeiro, 1987. 
Manual de Hidráulica Básica, Racine - Albarus Hidráulica Ltda, 1989. 
Manual de Hidráulica Industrial, Sperry Vickers 1986. 
Manual de Pneumática - Fundamentos - Volume I, parte I, Rexroth, Divisão 
Pneumática. 
Manutenção de Instalações e Equipamentos Pneumáticos, Festo Didactic – Brasil, 
1981. 
COMANDOS HIDRÁULICOS E PNEUMÁTICOS 
 
 
49
Negri, Victor Juliano de, Sistemas Hidráulicos e Pneumáticos para Automação e 
Controle, Parte I, II, III, Brasil 2001. 
 P111 - Introdução à Pneumática, Festo Didactic - Brasil, 1994. 
 P121 - Análisee Montagem de Sistemas Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1995. 
 P122 - Projeto de Sistemas Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1988. 
 P131 - Projeto Avançado de Comandos Pneumáticos, Festo Didactic - Brasil, 1986. 
 Princípios Básicos; Produção; Distribuição e Condicionamento do ar comprimido, 
Schrader Bellows, Parker Pneumatic, Centro Didático de Automação. 
 Projetos de sistemas hidráulicos - volume III, Rexroth Hidráulica Ltda. 
Projetos Pneumáticos. Núcleo de Automação Hidráulica e Pneumática. SENAI- SP. 
São Paulo. sd. 
Técnicas de Comandos Pneumáticos. Circuitos conceituais, Schrader Bellows, Parker 
Pneumatic, Centro Didático de Automação. 
 Técnicas de Comandos Pneumáticos. Métodos de resolução, Schrader Bellows, Parker 
Pneumatic, Centro Didático de Automação. 
 Válvulas Pneumáticas e Simbologia dos Componentes, Schrader Bellows, Parker 
Pneumatic, Centro Didático de Automação.