elementos finais de controle

Escola SENAI “Prof. Dr. Euryclides de Jesus Zerbini” Campinas – S.P.

2003

Elementos Finais de

Controle

Elementos Finais de Controle SENAI-SP, 2001 Trabalho elaborado pela Escola Senai “Prof. Dr. Euryclides de Jesus Zerbini” Coordenação Geral Magno Diaz Gomes Equipe responsável Coordenação Luíz Zambon Neto Elaboração Edson Carretoni Júnior Versão Preliminar SENAI - Serviço Nacional de Aprendizagem Industrial Escola SENAI “Prof. Dr. Euryclides de Jesus Zerbini” Avenida da Saudade, 125, Bairro Ponte Preta CEP 13041-670 - Campinas, SP [email protected]

Elementos Finais de Controle

SENAI

Sumário

Tipos de válvulas de controle Castelo da válvula de controle Atuadores para válvulas de controle Características de vazão Dimensionamento de válvulas de controle Análise do ruído na válvula de controle Acessórios de uma válvula de controle Especificação de uma válvula de controle Referências bibliográficas

05

55

63

95

119

147

203

227

243


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Tipos de válvulas de controle

Uma válvula de controle consiste basicamente de dois conjuntos principais: o corpo e o atuador. O corpo é a parte da válvula que executa a ação de controle permitindo maior ou menor passagem do fluido no seu interior, conforme a necessidade do processo. O conjunto do corpo divide-se basicamente nos seguintes sub-conjuntos: a) Corpo propriamente dito; b) Internos; c) Castelo; d) Flange inferior. Nem todos os tipos de válvulas possuem obrigatoriamente, o seu conjunto do corpo formado por todos os subcomponentes acima mencionados. Em alguns tipos de válvulas, corpo e castelo formam uma só peça denominada apenas corpo; em outros nem existe o flange inferior. Porém vamos por ora desconsiderar tais particularidades, optando por um conceito mais global, para posteriormente irmos restringindo-o a medida em que formos analisando cada tipo de válvula de controle. Sendo o conjunto do corpo, a parte de válvula que entra em contato direto com o fluído, deve satisfazer os requisitos de pressão, temperatura e corrosão do fluido. Trata-se portanto de um vaso de pressão e como tal deve ser considerado. Os tipos de válvulas classificam-se em função dos respectivos tipos de corpos, e portanto, quando estivermos falando de tipos de válvulas subentenderemos tipos de corpos. Podemos agrupar os principais tipos de válvulas em dois grupos:


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a) De deslocamento linear

1) Globo convencional 2) Globo três vias; 3) Globo gaiola; 4) Globo angular; 5) Diafragma; 6) Bi - partido; 7) Guilhotina.

b) De deslocamento rotativo

1) Borboleta; 2) Esfera; 3) Obturador excêntrico.

Válvulas de deslocamento linear da haste Define-se por válvula de deslocamento linear, a válvula, na qual a peça móvel vedante descreve, um movimento retilíneo, acionado por uma haste deslizante; enquanto que uma válvula de deslocamento rotativo é aquela na qual a peça móvel vedante descreve um movimento de rotação acionada por um eixo girante. Para cada tipo de processo ou fluido sempre temos pelo menos um tipo de válvula que satisfaça os requisitos técnicos de processo, independente da consideração econômica. Cada um desses tipos de válvulas possuem as suas vantagens, desvantagens e limitações para este ou aquele processo. Analisaremos todos esses aspectos, oferecendo assim uma sólida base para o usuário poder selecionar a melhor válvula para a aplicação em questão. Válvula de controle tipo globo convencional Estamos neste item, falando sem duvida alguma, de uma das válvulas de controle mais completa e versátil.


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A figura mostra várias montagens da denominada válvula globo tipo sede simples. É fabricada em diâmetros de ½” até 10” e com conexões das extremidades rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas, nas classes de 150, 300, 600, 900 e 1500 lbs.

Válvula globo convencional tipo sede simples. Neste tipo de válvula, o fluído no interior do corpo, passa através de um único orifício, conforme podemos notar pela figura anterior. Na figura (a), notamos que o obturador é guiado duplamente, isto é, superior e inferiormente, e ainda um fato muito importante é que para a válvula fechar, o obturador deve movimentar-se para baixo, ou seja, deve descer. “desce para fechar” ou “normalmente aberta”. Por outro lado, na figura anterior (b), vemos a mesma válvula, só que o obturador esta invertido. Neste caso para a válvula abrir, o obturador tem que descer. Podemos notar que a única diferença entre essas duas válvulas é a posição de aberta e fechada em relação ao mesmo movimento do obturador, enquanto que a primeira o obturador ao descer fecha a válvula, a segunda abre-a em resposta ao mesmo movimento do obturador. Esta é, portanto, uma válvula “desce para abrir” ou mais conhecida “normalmente fechada”. Uma é inversa a outra quanto ao seu funcionamento. Na figura (c), vemos uma outra sede simples um pouco diferente das anteriores, o obturador é guiado apenas superiormente e ao descer a válvula só pode fechar, não existindo a possibilidade de montagem do obturador em posição invertida ou por baixo. Essa válvula em relação ao movimento do obturador de cima para baixo, só pode fechar.


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O fato de uma válvula ser “normalmente aberta” ou “fechada” é um fator muito importante a ser levado em consideração na escolha da válvula. Isso significa que na posição de descanso, ou seja, sem força de atuação, a válvula pode ficar completamente aberta ou completamente fechada. Uma válvula “normalmente aberta” ficara totalmente aberta em caso de falta de suprimento de energia para a operação do atuador, não podendo ser escolhido para aplicações como, por exemplo, alimentação de uma coluna de destilação fracionária. Nesse caso a escolha certa seria uma válvula “normalmente fechada”, que ficaria totalmente fechada em caso de alguma falha no sistema de suprimento de energia. Estes aspectos de posição de segurança em caso de falha serão comentados mais detalhadamente no capítulo referente aos atuadores. As principais particularidades da válvula globo sede simples são: proporciona uma boa vedação e possui obturador estaticamente não balanceado. Assim sendo podemos atingir um vazamento, quando a válvula estiver totalmente fechada de, no máximo 0,01% da sua capacidade de vazão máxima. O índice de vazamento obtido, estando a válvula de controle totalmente fechada, é padronizado internacionalmente conforme a norma ANSI B16.104 – “América National Standard for Control Valve Leakage” a qual define diversas classes de vazamento. Assim, de acordo com essa especificação, a válvula globo sede simples possui um nível de vazamento Classe IV. Devemos alertar que tais índices de vazamento são sempre considerados nas válvulas conforme saem de fabricação, ou seja, para válvulas novas e limpas. E no fato do seu obturador não ser balanceado que reside a principal desvantagem da válvula sede simples, motivo pelo qual requer uma força de atuação suficientemente grande para vencer as forças estáticas do fluído agindo sobre o obturador, e pode movimentá-lo. Vamos analisar tal desequilíbrio estático, com a auxilio do esquema dado na figura a seguir.


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Atuação das forças dinâmica proveniente do fluído agindo contra o obturador de uma válvula globo sede simples. Estando a válvula totalmente fechada e portanto 02 =P , a pressão diferencial através dela é 121 PPPP =−=∆ . Essa pressão diferencial, que é igual o montante é denominada pressão diferencial máxP∆ , dado de principal importância na seleção de

uma válvula e no dimensionamento do atuador. Neste caso, o atuador produzindo uma força Fm dirigida de cima para baixo, transmite-a através da haste para o obturador. Por outro lado, a pressão P1 do fluido contra o obturador (que bloqueia a sede de diâmetro Ds) produz uma força FF para cima em sentido contrário à FM do atuador. Para termos um funcionamento correto da válvula, FM tem que ser suficientemente maior que FF, ou seja: FM (↓) > FF (↑) FM (↓) > (P1 - P2) (A S - A h) FM (↓) > (∆F) (A S - A h) FM (↓) > (P1 - 0) (A S - A h)

FM (↓) > (P1) 4π (DS

2 - Dh2)

FM (↓) > 0.7854 P1 . (DS

2 - Dh2)

(1) FM (↓) > 0.7854 P1 - D2


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Onde D = DS - Dh = diâmetro de passagem.

A força FM deve ser suficientemente maior que a FF, pois há outras forcas envolvidas, como por exemplo a força da mola do atuador que é contrária a FM, a força proveniente do atrito das gaxetas e outras. Este assunto será devidamente explicado no capítulo de dimensionamento de atuadores. Por ora, nossa intenção é mostrar a existência do descontrabalanço da válvula sede simples. Da desigualdade (eq1) notamos que em diâmetros grandes (digamos acima de 3”) independente da pressão P1, o uso da válvula sede simples é bastante limitado, a menos que se utilize de alguma fonte de força maior de atuação. Para termos uma idéia mais precisa vamos dar um exemplo prático desta limitação: Exemplo 1: seja uma válvula globo sede simples, normalmente aberta, isto é, tipo 903, a ser instalada numa linha com fluido à pressão de 180 psig. Vamos admitir que a válvula seja 3” de diâmetro. Na página do catálogo da série 900, temos que para o uso de atuador 630, e sinal de comando 3-15 psi, a máxima queda de pressão é de 30 psi. Caso esta mesma válvula fosse de 1” (diâmetro do orifício de 1 1/8”) teríamos para o mesmo atuador, uma máxima pressão diferencial de 214 psi, e para uma válvula de 8” teríamos 4,2 psi. Sendo nossa máxima pressão diferencial 180 psi não teríamos condições de operação no primeiro e terceiro caso, enquanto que no segundo caso haveria condições de operação já que 214 psi > 128 psi. O índice de vazamento definido anteriormente é para válvulas de fabricação normal, ou seja, com assento metal-metal. Contudo podemos atingir um índice de menor vazamento (sem aumentar a força de assentamento do atuador), utilizando a força de assentamento composto, ou seja, metal-borracha, metal-teflon, etc. Este tipo de construção, muitas vezes é ainda designado pelo seu nome em inglês “soft-seat” é mostrado na figura a seguir.


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Detalhe da construção de um obturador sede simples com assento tipo composto (“soft seat”) Obtemos desta forma um índice de vazamento praticamente nulo (da ordem de algumas bolhas de ar por minuto). Por exemplo, numa válvula de 2” admite-se com o permissível um vazamento de 3 bolhas de ar por minuto ou 0,4 cm3/min. Um outro fato de muita importância nas válvulas globo sede simples é a direção do fluxo em relação a posição do conjunto obturador e anel sede. O fluido deve sempre entrar na válvula tendendo a abrí-la. Uma flecha estampada no corpo indica o sentido de montagem da válvula na tubulação. Obtemos com isso as seguintes vantagens: aumento da vida útil das gaxetas e proporcionalmente de uma operação mais suave, evitando assim o efeito “chattering”. Esse fenômeno pode ser facilmente aplicado da seguinte forma: caso o fluxo entre na válvula tendendo a fecha-la, quando o obturador aproximar-se do anel sede, surge uma força dinâmica não balanceada reduzida pela redução da pressão, após a restrição. Esta força, que tende a puxar o obturador de encontro à sede, faz o obturador se chocar constantemente com a sede, devido à proximidade entre ambos, denificando por completo o assento da válvula, além de produzir ainda um indesejável ruído de origem mecânica devido a oscilação vertical do obturador. Este fenômeno é popularmente conhecido como “efeito de empuxo de tampa de pia”.


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Existem situações nas quais é imperativo a instalação da válvula sede simples com fluxo tendendo a fechar a válvula. Um exemplo disto é o case o de alta pressão diferencial. Nestes casos agir com critério e cuidado na especificação dos materiais dos internos no intuito de prolongarmos a sua vida útil. Válvulas sede simples com diâmetros da passagem inferior a 1” podem ser utilizadas com fluxo entrando por qualquer lado sem maiores problemas.Uma construção muito comum na válvula sede simples é a denominada micro-fluxo. Trata-se de uma válvula amplamente utilizada, principalmente nas indústrias de processo que padronizam um diâmetro mínimo de tubulação, por exemplo ¾” ou 1”, e nos casos de necessidade de válvula de baixa capacidade de fluxo por exemplo ¼” ou ½”, utiliza-se uma válvula tipo micro-fluxo de corpo de ¾” ou 1”, porém com internos de área de passagem reduzida para ¼” ou ½”. Trata-se basicamente de uma válvula de passagem reduzida, com guia de obturador apenas superior, ou superior e no anel sede. As válvulas co passagem ou capacidade de vazão reduzida serão comentadas com maiores detalhes no item referente aos internos. Esta versatilidade quanto à capacidade de vazão não é na realidade exclusiva do tipo micro-fluxo, pois nas demais válvulas globo é padronizada uma capacidade reduzida de 40% da sua total capacidade nominal, o que permite uma maior flexibilidade em plantas novas com previsão de expansão já pré-estabelecida. Na maioria dos outros tipos de válvulas, padroniza-se também uma construção com passagem de capacidade reduzida.


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Válvula globo convencional tipo sede dupla Quando especificamos uma nova válvula micro-fluxo de 1” X 5/8” significa que o corpo da válvula é de 1” de diâmetro, porém o diâmetro do orifício ou diâmetro da passagem é de 5/8”. A válvula sede simples tipo micro-fluxo é fabricada em diâmetros de ½” até 2” com diâmetros de passagem de ¼” até 1”. Válvula de controle tipo globo sede dupla A figura mostra duas montagens diferentes da válvula globo sede dupla, assim denominada pelo fato do fluxo passar através de duas passagens ou orifícios. Na figura (a), vemos uma válvula guiada duplamente e com obturador desce para fechar, enquanto em (b), a montagem do obturador é por baixo, tipo desce para abrir. A válvula sede dupla é portanto de corpo reversível. É fabricada normalmente em diâmetros de ¾” a 14”, e com conexões das extremidades rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas, nas classes 150, 300, 600, 900 e 1500 lbs. A principal vantagem da válvula sede dupla é o fato dela ser estaticamente quase estável sem necessitar, portanto, de uma força de atuação tão


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grande quanto a válvula sede simples, conforme podemos deduzir com o auxílio da figura abaixo.

Atuação das forças dinâmicas provenientes do fluído agindo contra o obturador de uma válvula globo sede dupla Se DS = D1 FFS (↑) = F1 (A S - A h) = P1 (A i - A h) Isto é : FFS (↑) = FFi (↓) Sendo nula a força resultante da pressão do fluido, o atuador precisaria de força apenas suficiente para vencer o peso das partes móveis mais os atritos e força da mola do atuador. Neste caso diríamos que a válvula é totalmente balanceada. Porém as áreas de passagem não são iguais (caso contrário não haveria possibilidade executarmos a montagem do obturador e anéis da sede) tendo uma diferença de 1/16” a 1/8” no diâmetro. É desta diferença que surge a força resultante do fluxo. Temos portanto: Se DS > Di FF = (↑) = P1 {(A S - A h) - (A i - A h)} =


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= P1 (A S - A i) = 0,7854 P1 (DS2 - Di

2) (2) FF (↑) = 0,7854 P1 (DS

2 - Di2)

Se DS < Di FF (↓) = P1 {(A i - A h) - (A S - A h)} = = P1 (A i - A S) = 0,7854 P1 (Di

2 - DS2)

(3) FF (↓) = 0,7854 P1 (Di

2 - DS2)

Como desvantagem, as válvulas sede dupla, apresentam um vazamento, quando totalmente fechada de no máximo 0,5% da sua capacidade máxima de vazão. Conforme a especificação normativa ANSI B16.104, a válvula globo sede dupla de construção standard possui um índice de vazamento classe II. Em princípio poderíamos pensar que seu vazamento seria logicamente o dobro nas válvulas sede simples, ou seja 0,02%, porém é bem maior devido a dois fatores a mais que devem ser observados: a) por ser semi-balanceada, um pequeno esforço é suficiente para deslocar a haste

de qualquer posição (nesse caso, tal facilidade pode surgir como desvantagem). b) Devido ao fato de ser impossível fechar os dois orifícios simultaneamente,

principalmente em casos de fluidos suficientemente quentes para produzir uma dilatação volumétrica desigual no obturador, pois, sendo uma parte do obturador maior que a outra, aquela dilatará mais que esta.

Existem possibilidades técnicas de se construir um obturador sede dupla especialmente para alta estanqueidade, utilizando-se do sistema de assento composto (metal-teflon, metal-elastômero, etc). Por ser uma adaptação altamente cara, somente é usada em casos de imperiosa necessidade, fato difícil de acontecer principalmente por existirem mais do que uma solução tecnicamente viável referente ao tipo de válvula a ser utilizada.


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Válvula de Controle Globo 3 Vias Trata-se de uma adaptação da válvula globo convencional para a utilização em aplicações de mistura ou separação de fluidos.

Válvula globo de 3 vias Na válvula tipo convergente conforme vemos pela figura (a) fluidos quaisquer e separados entram pelas vias (2) e (3), misturando-se numa determinada e desejada proporção saindo pela via (1) já misturados. A proporção da mistura é determinada pela posição do obturador relativa às duas sedes. Um deslocamento do obturador para cima faz diminuir a entrada de fluido por (2), aumentando simultaneamente a entrada do fluido por (3). É fabricada em diâmetros de ¾” até 8” e com conexões nas extremidades rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas. Podemos notar neste tipo de válvula um novo modo de guia dupla: superior e no anel de sede. Na figura (b), vemos uma válvula 3 vias tipo divergente (série 906), na qual o fluido entra pela via (1) e sai em proporções definidas pelas vias (2) e (3). É fabricada em diâmetros de ¾” até 12” com extremidades rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas. Uma aplicação bastante conhecida da válvula 3 vias divergente é o de desvio de um trocador de calor conforme vemos pelo esquema da figura a seguir.


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Válvula globo de 3 vias tipo divergente As válvulas de 3 vias devido a sua configuração e utilização, não apresentam vedação completa, pois enquanto fecharmos um orifício o outro ficará completamente aberto. Válvula globo tipo gaiola Trata-se de uma válvula de concepção antiga porém totalmente renovada e aperfeiçoada nos últimos anos, fato esse que lhe possibilitou uma contínua e crescente utilização na quase totalidade dos processos industriais. A válvula tipo gaiola de internos substancialmente diferentes da globo convencional, o que será comentado mais criteriosamente quando formos tratar dos internos. O amplo sucesso deste tipo de válvula está totalmente fundamentado nos seguintes aspectos:


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- facilidade da remoção das partes internas pela ausência de roscas que facilita bastante a operação na própria instalação; - alta estabilidade de operação proporcionada pelo exclusivo sistema de guia do obturador na gaiola, obtendo desta forma uma área de guia da ordem de 30% superior à obtida pela guia superior e inferior da válvula globo convencional; - capacidade de vazão da ordem de 20 a 30 % maior que a obtida nas válvulas globo convencionais; - menor peso das partes internas resultando assim uma freqüência natural maior dessas partes, o que faz com que a válvula fique menos susceptível a vibração horizontal do obturador proporcionando dessa forma menos ruído de origem mecânica do que as válvulas globo duplamente guiadas; - não possuindo flange inferior, a válvula é algo mais leve que as globo convencionais.

Por não possuir flange inferior, a válvula gaiola não possui corpo reversível e assim a montagem é feita somente por cima. A drenagem do fluido quando necessária pode ser feita através da parte inferior do corpo por meio de um tampão rosqueado.

Dentro de concepção inerente ao estilo da válvula gaiola temos os seguintes tipos de construção:

- sede simples; - balanceada; - micro-fluxo; - angular sede simples; - angular balanceada; - angular não-balanceada; - duplo estágio; - baixo ruído.

Válvula globo tipo gaiola sede simples Nas figuras seguintes (a) e (b) vemos dois exemplos deste tipo de válvula. O fluido entra por baixo do anel da sede, passando pelo orifício e pelas janelas da gaiola. Apresentando apenas guia na gaiola, trata-se de uma válvula não balanceada como a globo convencional sede simples pois a força do líquido tendendo abrir a válvula, não é balanceada e por isso apresenta o mesmo inconveniente de precisarmos de uma grande força de atuação. Pela figura a seguir, nota-se também que não sendo uma válvula de corpo reversível com o deslocamento do obturador de cima para baixo a


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válvula fecha ou seja desce para fechar. Se quisermos uma ação desce para abrir teríamos que alterar de alguma forma o sentido do movimento do obturador. Apresenta um vazamento de 0,01% da sua máxima capacidade de vazão quando totalmente fechada e conforme a especificação da norma ANSI B16.104 possui um nível de vazamento classe IV. É fabricada em diâmetros de ½” ata 6” nas classes de 150, 300 e 600lbs. As conexões das extremidades podem ser rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas.

Válvula globo tipo gaiola sede simples Válvula globo tipo gaiola balanceada Esta construção á basicamente similar a anterior conforme vemos pela figura a seguir. Apenas que neste caso o obturador é balanceado dinamicamente (como acontece na válvula globo sede dupla) devido ao orifício interno no obturador, que faz com que a pressão do fluido comunique-se com ambos os lados do obturador, formando-se assim um balanceamento de forças. Precisamos, portanto, de uma menor força de atuação neste caso do que no anterior sede simples. O fluido neste tipo de construção entra por cima, conforme uma flecha indicativa presa ao corpo da válvula. Porém, da mesma forma que acontece com a globo convencional sede dupla, a válvula tipo gaiola balanceada, não apresenta boa vedação, permitindo um vazamento de até 0,5% da


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máxima capacidade de vazão da válvula, e conforme a especificação normativa da ANSI B15.104, possui um nível de vazamento Classe II. É fabricada em diâmetros de ¾ até 6” nas Classes 150, 300, e 600 lbs. As conexões podem ser rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas.

Válvula globo tipo gaiola balanceada Válvula globo tipo gaiola modelo micro-fluxo Utilizada para aplicações de baixa capacidade de forma a utilizarmos sempre internos de área de passagem reduzidos em relação ao diâmetro do corpo, a válvula tipo gaiola micro-fluxo é fabricada em diâmetros de corpo de ½ até 2” com internos de área de passagem de ¼ até 1”, nas Classes 150, 300 e 600 lbs. É uma válvula tipo sede simples e portanto sujeita a um vazamento de no máximo 0,01% da máxima capacidade de vazão. O problema de desequilíbrio de forças neste tipo de válvula não é tão grave, pois sendo a área de passagem bem pequena (máximo diâmetro do orifício é 1”), o produto da pressão de entrada vezes a área de passagem não vai ser tão grande. As conexões podem ser rosqueadas, flangeadas ou soldadas. Existem dois tipos de válvula micro-fluxo:


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a) “Micro-rasgo”: obturador com rasgos em “V” e guia no anel da sede. Figura abaixo (a).

b) “Micro-contorno” : obturador sólido com guia na gaiola. Figura abaixo (b).

Válvula globo tipo gaiola micro-fluxo

Válvula tipo gaiola angular sede simples Este tipo de válvula apresenta uma configuração especial, como veremos pela figura abaixo (a), para determinadas aplicações nas quais haja necessidade de uma autodrenagem constante do fluido, ou em aplicações com fluidos lamacentos (“slurries”). Já que possibilita uma passagem menos obstruída que os outros tipos de válvulas globo convencionais ou gaiola, ou em casos ainda devido ao “layout” da tubulação, não temos possibilidade de instalação de outro tipo de válvula. Recentemente tem-se recomendado a utilização deste tipo de válvula em aplicações erosivas, já que neste tipo de construção o choque das partículas sólidas sobre as partes internas é muito diminuído, e em aplicações sob efeito de “flashing” (vaporização do líquido na válvula). Por tratar-se de uma válvula sede simples, apresenta todas as suas vantagens e desvantagens características, ou seja, vazamento de 0,01% da máxima capacidade de vazão quando totalmente fechada e grandes forças de atuação, respectivamente. É fabricada em diâmetros de 1” a 6” nas Classes 150, 300 e 600 lbs. As extremidades podem ser rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas.


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Válvula globo angular tipo gaiola Válvula tipo gaiola modelo angular balanceada Válvula similar a dada anteriormente, conforme vemos pela figura anterior (b). O obturador é balanceado no estilo gaiola e, portanto não precisa de grandes forças de atuação. Apresenta vazamento na posição fechada de 0,5% da máxima capacidade de vazão. É fabricada em diâmetros de 1” a 5” nas classes 150, 300 e 600 lbs. As extremidades podem ser rosqueadas (até 2”), flangeadas ou soldadas.

Válvula tipo gaiola de duplo estágio Trata-se de uma válvula com sistema de piloto interno que possibilita sua utilização em aplicações de altas quedas de pressão, mesmo com atuadores de pequeno tamanho, e possibilita ainda uma excelente vedação. O sistema interno de duplo estágio pode ser utilizado em corpo sede simples da válvula globo convencional, nos diâmetros de 2 até 12”, e nas válvulas tipo gaiola. Na seqüência dada na figura a seguir vemos um corpo tipo gaiola com internos de duplo estágio. O seu funcionamento basicamente consiste em:


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Válvula globo tipo gaiola de duplo estágio 1) Em qualquer posição do obturador (exceto no fechamento), as forças agindo sobre

o mesmo são equilibradas pela pressão de saída PS através dos orifícios “X” e “Y” da figura anterior (a) e anterior (b).

2) Quando o obturador (1) atinge a sede (7), qualquer incremento de pressão no

atuador fará com que a válvula piloto (6) comprima a mola (5) fechando o orifício “Y”. O pequeno vazamento entre o obturador (1) e a gaiola (2), fará com que a pressão “Pi”, agindo sobre a sede, se iguale à pressão de entrada “Pe”, forçando desta forma o obturador no sentido da vedação como vemos pela figura anterior (c). Com a diminuição de pressão no diafragma, a mola (5) abre o piloto (6) permitindo que o fluido sobre o atuador escape através de “X” e “Y” e novamente trazendo ao equilíbrio as pressões sobre e sob o obturador.

Válvula tipo gaiola com internos de baixo ruído Existem diversos tipos de válvulas de controle com internos especialmente projetados para aplicações onde haja a necessidade de uma considerável redução do nível de ruído aerodinâmico (ruído produzido pelo escoamento de gases e vapores a altas


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velocidades) produzindo numa válvula de controle. Embora, todos esses sistemas de internos para atenuação de ruídos sejam baseadas em princípios físicos diferentes, apresentam porém um fato em comum: produzem uma distribuição de fluxo de gás ou vapor através de uma série de restrições localizadas no sistema de internos. Na figura (a), vemos o sistema de internos tipo gaiola de baixo ruído. Basicamente trata-se de vários anéis circulares e concêntricos formando um conjunto, como podemos notar pela figura (b). O número de anéis utilizados depende das condições de operação e da atenuação de ruído requerida. Pela figura (c), podemos notar melhor o seu funcionamento. O fluido entra, a pressão Pe através dos orifícios do primeiro elemento, distribui-se pelo anel de estagnação onde perde velocidade antes de entrar nos orifícios do segundo elemento. Repete-se o processo no seguinte anel de estagnação e próximo elemento até que o fluido atinja a saída após o último elemento a uma pressão, então, de Os. O número de orifícios em cada elemento é calculado de forma a manter a velocidade média de escoamento igual em todos os elementos.

Válvula globo tipo gaiola com internos de baixo ruído.


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Válvula de controle tipo diafragma Este tipo de válvula, cuja configuração é totalmente diferente das outras válvulas de controle, é utilizada no controle de fluidos corrosivos, líquidos altamente viscosos e líquidos com sólidos em suspensão. Uma válvula de controle tipo diafragma conforme vemos na figura abaixo consiste de um corpo em cuja parte central apresenta um encosto sobre o qual um diafragma móvel, preso entre o corpo e o castelo, se desloca para provocar o fechamento da válvula.

Válvula tipo diafragma A válvula de controle tipo diafragma ou Saunders, assim denominada por se tratar de uma patente mundial da Saunders (Inglaterra), possui como vantagem um baixo custo, total estanqueidade quando fechada já que o assento é composto; e facilidade de manutenção. Entretanto não apresenta uma boa característica de vazão para controle além de uma alta e não uniforme força de atuação que faz com que praticamente este tipo de válvula seja limitada em diâmetros de até 6” para efeito de aplicações em controle modulado. Fabricada em classes 125 e 150 lbs e com conexões das extremidades rosqueadas (até 2”) e flangeadas. Uma outra desvantagem é que devido ao material do seu obturador (diafragma de neoprene ou teflon), a sua utilização é ilimitada pela temperatura do fluido em função do material do diafragma. Possui uma vedação Classe VI. Uma particularidade muito importante e notável é que , devido à forma interna do seu corpo, é possível o revestimento interno das paredes do corpo com materiais tais como, vidro, ebonite, plástico, chumbo ou teflon, o que possibilita o uso deste tipo de válvula mesmo em corpo de ferro fundido, porém, revestido em aplicações corrosivas.


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Válvula de controle bi-partida Trata-se de uma válvula desenvolvida para aplicações altamente corrosivas, principalmente em plantas de processos químicos, aplicações nas quais torna-se necessária uma freqüente inspeção ou substituição dos interno da válvula. A válvula de controle de corpo bi-partido conforme vemos pela figura abaixo, foi desenhada para tais aplicações possibilitando uma fácil manutenção devido a facilidade de acesso aos internos. Neste tipo de válvula, o anel de sede é preso (ao contrário da globo convencional onde é rosqueado) entre as duas metades do corpo, podendo ser facilmente removida.

Válvula tipo bi-partida Devido a ser uma válvula utilizada em fluidos altamente corrosivos, o material de corpo é bastante especial e portanto, padronizando-se a utilização de flanges tipo encaixe, soldados ao corpo. Estes flanges podem ser em aço carbono comum mesmo que o corpo seja de material superior. O guia do obturador é apenas superior ou superior e no anel sede. Uma desvantagem deste tipo de válvula é a não possibilidade de uma fixação na linha por meio de solda (pois neste caso as metades do corpo não poderiam ser separadas para a remoção do anel sede), já que em tais aplicações tão corrosivas nas plantas química, é bastante comum a normalização deste tipo de fixação.


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Este tipo de válvula é apenas sede simples, apresentando os mesmos índices de vazamento Classe IV, ou seja, 0,01% da sua máxima capacidade de vazão, e as limitações de força de atuação ao desequilíbrio das forças dinâmicas do fluido contra o obturador. É normalmente fabricada em diâmetros de ½ a 12”, e com conexões flangeadas nas Classes 150, 300, 600, 900 e 1500 lbs. Válvula de controle tipo guilhotina Trata-se uma válvula originalmente projetada para a indústria de papel e celulose, porém, hoje em dia a sua aplicação tem atingido algumas outras aplicações em indústrias químicas, petroquímicas, açucareiras, abastecimento de água, etc. Contudo, a sua principal aplicação continua sendo em controle biestável com fluidos pastosos, tais como massa de papel. É uma válvula de concepção simples, sem castelo conforme vemos pela figura a seguir. É fabricada em diâmetros de 2 até 24” com conexões sem flanges para ser instalada entre par de flanges da tubulação Classe 150 lbs.


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Válvula tipo guilhotina Internos das válvulas Normalmente costuma-se definir ou representar os internos da válvula de controle como o coração da mesma. Se considerarmos a função à qual se destina a válvula, realmente as partes denominadas de internos representam o papel principal da válvula de controle, ou seja, produzir uma restrição variável à passagem do fluido conforme a necessidade imposta pela ação corretiva do controlador produzindo assim, uma relação entre a vazão que passa e a abertura da válvula (afastamento do obturador em relação à sede). Esta tal relação é denominada de característica de vazão da válvula, e podemos por enquanto definí-la como uma relação entre a vazão que passa pela válvula e o afastamento do obturador relativo ao anel sede. Este afastamento é uma fração de deslocamento linear do obturador entre as posições de abertura e fechamento total da válvula, deslocamento este, denominado de curso da válvula ou curso do obturador. Não fosse o bastante isso, as partes internas têm que ainda proporcionar a necessária estanqueidade da válvula quando totalmente fechada.


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O conjunto dos internos da válvula consiste das partes internas removíveis e que entram em contato com o fluido de processo. Tal conjunto é formado por: obturador, anel da sede, guia do obturador, bucha de guia e gaiola (no caso das válvulas tipo gaiola), conforme vemos pela figura abaixo.

Internos da válvula globo: (a) convencional; (b) gaiola Internos da válvula globo convencional O obturador é o elemento vedante do conjunto dos internos da válvula com formato de disco, ou de contorno caracterizado, que se move linearmente no interior do corpo, obturando o orifício de passagem, de modo a formar uma restrição variável ao fluxo.


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Obturadores da válvula globo convencional O obturador pode produzir uma predeterminante característica de vazão deve possuir um formato de contorno caracterizado. Existem como mais adiante veremos com maiores detalhes, quatro tipos básicos de característica de vazão: a) Linear; b) Igual Porcentagem; c) Parabólica Modificada e d) Abertura Rápida. Na figura a seguir, damos um esquema do formato aproximado desses tipos de obturadores, assim como, uma idéia gráfica da área de passagem do fluxo para cada tipo de característica de vazão em determinadas porcentagens do curso da válvula. O anel de sede da válvula globo tipo convencional é rosqueado ao corpo, possuindo na sua borda superior, orelhas que facilitam a remoção. Em caso de fluidos com grandes diferenças de temperatura de serviço, o anel de sede é soldado ao corpo para evitar o seu afrouxamento. Define-se como internos de capacidade reduzida, ao conjunto obturador e sede (s) de área de passagem inferior à nominal para um dado diâmetro de válvula. A utilização dos internos de capacidade reduzida tem por objetivo o seguinte: •Obter controle preciso à baixa vazão em processos sujeitos a pré-estabelecida expansão da sua capacidade, o que fará aumentar a vazão através da válvula em questão, quando o sistema operar à total capacidade.


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Relação entre formatos do obturador característica de vazão e cursos iguais. a) absorver as vibrações e energia térmica em corpos relativamente maiores, tendo

um orifício de passagem do fluxo menor e maior guia do obturador, em relação à guia tida por uma válvula com capacidade nominal idêntica à capacidade reduzida. Isso ocorre em aplicações de líquidos sujeitos a “flashing”, alta velocidade do líquido, alta queda de pressão e/ou serviço cavitante. O maior volume tido pelo corpo à jusante do orifício em aplicações onde haja o problema de cavitação, (que será definida mais adiante), permite que o orifício esteja algo mais afastado das paredes internas do corpo de forma que as bolhas tendam a implodir no meio do percurso ao invés de bem próximo à parede do corpo. Mantendo-se o mesmo diâmetro de guia do obturador, ele é mais rígido do que se fosse numa válvula de internos com capacidade integral.

b) reduzir a velocidade de saída de fluidos compressíveis (gases e vapores), para níveis subsônicos no interior do corpo da válvula à jusante do orifício.

c) evitar o uso de reduções na tubulação. A maioria dos fabricantes oferecem internos com redução da capacidade padronizada à 40% da capacidade nominal ou integral, contudo, em válvulas guiadas superiormente como o caso da micro-fluxo, são disponíveis diversas reduções (1/4 até 1”).


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Internos da válvula tipo gaiola A válvula com internos tipo gaiola teve seu início de utilização por volta de 1940 em aplicações de alta pressão como no caso de produção de óleo e gás, alimentação de água de caldeira, etc. Os internos tipo gaiola, conforme o desenho que hoje conhecemos, foram produzidos por volta de 1963 e rapidamente alcançaram uma boa parte do mercado. Partindo da premisa que a válvula globo convencional tem sido indiscutivelmente a válvula mais completa durante muitos anos, será até certo modo lógico considerarmos que a válvula globo tipo gaiola seja de alguma forma mais completa que a convencional, pois trata-se de uma adaptação desenvolvida para satisfazer algumas aplicações que por ventura a globo convencional não as realizem com o desempenho desejado. Estando nos internos a única diferença entre as válvulas globo convencional e a gaiola, vamos deter-nos um pouco mais neste tipo de internos. O perfeito tipo de guia do obturador, em conjunto com a possibilidade as forças do fluido agindo sobre o obturador e uma distribuição uniforme do fluxo ao redor do obturador por meio do sistema de janelas, resulta nas quatro (4) principais vantagens, deste tipo de internos: a) estabilidade de controle em qualquer pressão; b) redução do esforço lateral e atrito; c) possibilidade de estanqueidade de grandes vazões a altas pressões com atuadores

normais; d) maior vida útil de chanfro da sede. O chanfro de sede define-se como sendo a área do anel da sede que se encosta ao obturador, formando o assentamento deste na posição de fechamento. A vida do chanfro da sede é aumentada eliminando-se a vibração em baixos cursos e por uma maior distribuição uniforme do fluxo através do orifício do anel sede, resultando em menor canalização do fluxo e desgaste por erosão.


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O desenho de gaiola caracterizada reduz a erosão separando as áreas de assentamento e de restrição ou controle fazendo assim com que a sede não esteja numa zona de alta velocidade do fluido. O funcionamento da restrição e modulação provida por este tipo de válvula, é mediante o sistema da gaiola (que é uma peça cilíndrica e oca), em cujo interior desloca-se o obturador, como se fosse um pistão de cilindro. A gaiola possui um determinado número de passagem ou janelas, as quais distribuem uniformemente o fluxo ao redor do obturador e na maioria dos desenhos deste tipo de válvula, serve como guia do obturador. Tais janelas apresentam formatos caracterizados sendo elas, em conjunto com a posição relativa do obturador, que proporcionam a característica de vazão, ao invés de ser formato do obturador como na globo convencional. Os dois desenhos mais comuns de internos tipo gaiola são: sede simples e balanceada. - Internos sede simples: conforme vemos pela figura abaixo (a), utiliza-se uma gaiola como guia de obturador, enquanto que excelente distribuição do fluxo equilibra os esforços laterais sobre o obturador. A característica de vazão é dada pelo formato das janelas na gaiola, enquanto que o obturador não sendo caracterizado como um simples pistão. Uma sede tipo metal-metal é utilizada neste tipo de desenho sede simples, apresentando portanto um vazamento de 0,01% da capacidade máxima da válvula, ou seja, um índice de vazamento Classe IV, conforme a especificação da ANSI B15.104. Neste tipo de construção o sentido do fluxo é tal, que entra sempre por baixo do anel da sede, conforme podemos verificar pela figura (a). - Internos tipo balanceados: conforme mostra a figura abaixo (b), apresentam um desenho tipo balanceado, em virtude do equilíbrio da força , a qual age sobre as duas extremidades do obturador, e em sentidos opostos. Obtemos desta forma, um equilíbrio de forças semelhante ao proporcionado pela válvula globo convencional tipo sede dupla e, portanto precisaremos de uma força de atuação menor, comparada à necessária para operar uma válvula globo tipo gaiola sede simples. Neste tipo de construção, pelo fato do sentido do fluido ser por cima do anel sede, a vedação do obturador com a gaiola é feita por meio de anel de Teflon grafitado, para utilização em


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temperaturas de –73° até 232°C (-100 à 450°F); ou por meio de anel de grafite, para utilizar em temperaturas de –255 à 593°C (-425 à 1100°F).

Princípio de Funcionamento da ação de controle (modulação e vedação) dos internos tipo gaiola: (a) sede simples; (b) balanceado. Tipos de guia do obturador válvula globo É através do sistema de guias que o obturador alinha-se em relação à sede, possibilitando assim um perfeito encaixe das superfícies de assentamento. As guias devem resistir a todos os esforços laterais sobre o obturador, provenientes das forças dinâmicas exercidas pelo fluido do processo. São vários os tipos de guias do obturador utilizados: a) Guia superior: possui uma simples extra-larga bucha a qual guia o obturador

superiormente. b) Normalmente utilizada em válvulas de pequeno diâmetro, como a micro-fluxo,

conforme vemos pela figura a seguir (a). c) Guia superior e inferior: é utilizada com obturadores tipo contorno ou passagens

em “V” maciço, cujas extremidades são guiadas superior e inferiormente.

A sua utilização suporta maiores quedas de pressão que a guia apenas superior sendo recomendada para aplicações com quedas de pressão superiores à 7 Kg/cm2 (100 psi), ver figura a seguir (b)


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d) Guia na sede: o obturador é guiado apenas na sede por meio da saída do obturador. É utilizada em válvulas com obturadores de passagem em “V” ocos e nas válvulas globo de 3 vias, para quedas de pressão abaixo de 7 Kg/cm2 (100 psi). Este tipo de guia é mostrado na figura (c).

e) Guia na gaiola: conforme vemos na figura (d), a gaiola é que guia o obturador. Este tipo de guia é recomendado para quedas de pressão de moderada a altas. Utiliza-se em toda linha de válvula globo tipo gaiola.

Outros tipos secundários de guias são combinações dos quatros tipos principais dados acima como podemos notar pela figura abaixo (e), onde mostramos um obturador guiado superiormente e na sede. Este tipo de guia de construção é também utilizado nas válvulas tipo micro-fluxo.

Tipos de guia do obturador na válvula globo. Válvulas de deslocamento rotativo da haste Nos últimos anos tem-se notado um substancial aumento no uso das válvulas denominadas de rotativas. Basicamente, estes tipos de válvulas apresentam vantagens e desvantagens. Nas vantagens podemos considerar baixo peso em relação aos outros tipos de válvulas, desenho simples, capacidade relativa maior de fluxo, custo inicial mais baixo, etc. Dentre as vantagens citamos a limitação em


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diâmetro inferiores a 1” ou 2” e quedas de pressão limitadas principalmente em grandes diâmetros. Válvulas de controle tipo borboleta É talvez a mais comum das válvulas rotativas utilizadas para controle. A válvula borboleta, conforme vemos pela figura abaixo consiste de um corpo tipo anel circular, no interior do qual oscila entre dois mancais um disco que faz a função do obturador. A sede nesta válvula é a própria parede interna do corpo. Nota-se desde já uma enorme simplicidade de desenho. O seu corpo na maioria dos desenhos é sem flange ou como mais comumente conhecido “wafer”. Sua construção é possível em diâmetros de 2” até 24”. Em diâmetros superiores, 30” até 60” o corpo possui flange conforme a norma AWWA. Admite o fluido em qualquer direção.

Válvula Tipo Borboleta Devido a grande quantidade de fabricantes de válvulas borboleta devemos ter em mente, de que nem todas são iguais entre si. Basicamente podemos classificar as válvulas borboleta (independentes de tipos, formatos de disco ou sistema de vedação) em 2 categorias dependo da sua capacidade em suportar específicas quedas de pressão: a) linha leve (série 400): - para quedas de pressão inferiores a 150 psi.


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b) linha pesada (série 500): - para quedas de pressão superiores a 150 psi. O desenho de corpo mais comum é o tipo “wafer”, sendo preso à tubulação entre par de flanges conforme mostra a figura abaixo. Pelo fato do corpo não possuir flanges, não é costume especificar a válvula borboleta “wafer” pela classe de pressão conforme ANSI, como é feito nas válvulas flangeadas. Convenciona-se especificar a válvula borboleta “wafer” para uma determinada queda máxima de pressão quando totalmente fechada e a 60° de abertura, posição esta definida como curso máximo para aplicações em controle modulado. Quando adequadamente selecionada, a válvula borboleta geralmente em diâmetros de 4” e superior, oferece a vantagem de simplicidade, baixo custo pouco peso, menor espaço de instalação e razoável característica de vazão. Para temperaturas e pressões moderadas, a válvula borboleta com corpo internamente revestido oferece ainda uma vedação estanque.

Montagem da Válvula Borboleta Tipo “Wafer” Vamos, da mesma forma que fizemos na válvula globo, analisar o desempenho da força do fluido sobre o disco da válvula borboleta. Quando a válvula está fechada ou completamente aberta (figura a seguir (a), as forças originárias da pressão do fluido são balanceadas em ambos os lados e portanto não há resultante de força torsora para nenhum lado.


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Quando porém, a válvula esta parcialmente aberta como mostra a figura (b), não existe mais tal equilíbrio, surgindo uma força resultante, que tende a fechar sempre a válvula, qualquer que seja a direção do fluido. O que ocorre na válvula borboleta é o mesmo que acontece na asa do avião, ou seja, a velocidade tida na segunda borda, fato pelo qual cria se uma região de distribuição desigual de pressão através de toda a extensão do disco entre uma e outra borda no lado de entrada do fluxo. Podemos notar pela figura (b), que a resultante das forças atuantes no semidisco primeiro (vai desde a primeira borda até o centro do disco) é maior que a resultante das forças agindo no segundo semidisco (vai do centro do disco até a segunda borda). Essa desigualdade de força produz um momento torsor que tende fechar a válvula, e é esse momento torsor que limita a pressão diferencial de operação da válvula em diferentes graus de abertura, já que para cada ângulo de abertura teremos uma força torsora diferente e portanto um momento torsor diferente. Do lado do disco à jusante temos a formação de forças que aumentam conforme a velocidade do fluxo. Através do gráfico a seguir (gráfico do torque vs. abertura da válvula borboleta), podemos ver o desempenho e gradiente do torque resultante agindo sobre o disco, em função do grau de abertura da válvula. Nota-se que o torque aumenta rapidamente a partir da abertura de 40° alcançando um máximo aproximadamente a 70° para depois cair abruptamente indo a zero para 90° de abertura. Em função disso, aconselha-se a dimensionar a abertura, isto é, proporcionar a máxima capacidade de fluxo a 60° de abertura. Desta forma podemos utilizar atuadores de tamanho normal.


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Resistência ao fluxo, na válvula borboleta: (a) quando totalmente aberta; (b) quando parcialmente aberta.

Gráfico do torque x Abertura da Válvula Borboleta A válvula de controle tipo borboleta é fabricada em diâmetros de 2” até 60”, sendo até 24” com corpo tipo “wafer” e de 30” até 60” com corpo flangeado conforme norma AWWA C-207-55, classe D (75 lbs e 150 lbs). Possuindo um corpo cujo formato lhe possibilita a utilização de revestimento interno com elastômeros, a válvula borboleta encontra uma ampla faixa de aplicações,


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mesmo em fluidos corrosivos, tornando-se para tais aplicações uma solução bastante econômica. Em função do tipo de assentamento podemos classificar as válvulas borboleta da seguinte forma: a) Válvula borboleta com corpo revestido internamente. Assento tipo composto, ou

seja metal elastômero, conforme mostra a figura abaixo (a); b) Válvula borboleta com corpo sem revestimento. Assento tipo composto, conforme

mostram as figuras abaixo (b) e (c). c) Válvula borboleta com corpo sem revestimento e assento tipo metal-metal,

conforme mostra figura abaixo (d).

Tipos de assentamento das válvulas borboleta Válvula borboleta com corpo revestido internamente É utilizada em aplicações, onde a vedação estanque seja uma necessidade, ou ainda em aplicações com fluidos corrosivos, através da seleção de um elastômero quimicamente inerte ao fluido, evitando-se assim, o encarecimento da válvula. Na figura abaixo vemos uma válvula desse tipo. A sua construção é bastante simples, consistindo de um anel de borracha que forra internamente a parede do corpo e é facilmente removível. A utilização deste tipo de válvula, que pertence a categoria denominada linha leve, é limitada pela reduzida capacidade que tem de suportar a pressão diferencial (no máximo da ordem de 150 psi) e pela limitação do tipo de borracha em função da temperatura do fluido. O disco neste tipo de válvula pode ser convencional (disco concêntrico) ou de duplo efeito (disco excêntrico). O disco tipo de


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duplo efeito permite um maior aproveitamento do assento de borracha, prolongando assim a vida útil da válvula. A válvula borboleta de corpo revestido, é fabricada em diâmetros de 2” até 24” com conexões sem flanges e apresenta uma capacidade de vedação estanque classe VI, conforme a norma ANSI B16.104.

Válvula borboleta série 400 com corpo revestido internamente


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Tipos de disco na série 400: (a) convencional; (b) duplo efeito Válvula borboleta sem revestimento e com assento composto Trata-se de uma variante da construção anterior, basicamente utilizada em grandes diâmetros. O anel de vedação de borracha, normalmente Buna N, é encaixado tanto no próprio corpo como na borda do disco, dependendo do tipo de construção. Esta válvula é normalmente utilizada em aplicações com fluídos auxiliares e a baixa temperatura, tais como, por exemplo água e ar. É fabricada em diâmetros de 30” a 60” com extremidades flangeadas, conforme a Norma AWWA C-207-55, Classe D (150 lbs). O disco é do tipo excêntrico. Um tipo de válvula o anel de vedação e de TFE e o disco é excêntrico. Trata-se de uma construção bastante atual, e que está sendo amplamente especificada, principalmente para a aplicações em controle modulado, em virtude do melhor desempenho dinâmico desse desenho, além das excelentes propriedades do TFE como material de selagem. É recomendada para aplicações mais severas tanto quanto à corrosão, temperatura e pressão do fluído. A série 550 é fabricada em diâmetros de 2” a 24” com extremidades sem flanges para instalação entre par de flanges 150 e 300 lbs. Possui uma vedação também Classe VI, seguindo a ANSI 816.104. A válvula borboleta com anel de TFE série 550, que pertence a categoria de válvulas borboleta da linha pesada, mostrada na figura a seguir.

(a)

(b)


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Válvula borboleta com anel de tfe, série 550 Válvula borboleta com assento metal-metal É utilizada em aplicações onde a temperatura do fluído não permite o uso de algum elastômero para possibilitar a vedação. Assim sendo, deve ser previsto um índice de vazamento, quando totalmente fechada, da ordem de 3 a 5% da máxima capacidade de vazão da válvula. É fabricada em diâmetros de 2” a 24” com extremidades sem flanges, para ser instalada entre par de flanges 150 e 300 lbs, e de 30” a 60” com extremidades flangeadas conforme norma AWWA-A 207-55 Classe D (75-150 lbs). Na figura 30 vimos uma válvula borboleta com assento metal-metal. Um tipo de assento especial para altas temperaturas é proporcionado na série 500, pelo assento de encosto conforme podemos notar em umas das figuras a seguir. Neste tipo de construção temos a possibilidade de operação a altas temperaturas e baixo índice de vazamento, sem a possibilidade do disco emperrar devido a dilatação pela alta temperatura. O vazamento apresentado por esse tipo de construção é da ordem de 3% da máxima capacidade e vazão da válvula.


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Válvula Borboleta série 400 com corpo revestido internamente

Válvula borboleta com assento de encosto


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Válvula borboleta de 3 vias Uma construção especial da válvula borboleta é a de 3 vias conforme vemos pela figura abaixo. Como no caso das válvulas globo de 3 vias, é utilizada em aplicações de mistura ou separação de fluidos.

Válvula tipo borboleta de 3 vias Válvula de controle tipo esfera A utilização da válvula de esfera em controle é bastante recente, tendo nos últimos anos crescido a sua utilização, face a um aprimoramento dos desenhos para a sua adaptação ao controle de processos e o surgimento de diversos materiais elastômetros e fluorcarbonetos, em particular o teflon. Inicialmente a válvula de controle tipo esfera encontrou a sua principal aplicação na indústria de papel e celulose, face as características fibrosas de determinados fluídos nesse tipo de processo industrial. Porém a sua utilização tem apresentado uma crescente introdução e outros tipos de processos, tanto assim que é recomendada para trabalhar com líquidos viscosos, corrosivos e abrasivos além de gases e vapores. A válvula esfera e constituída por um corpo em cujo interior aloja uma esfera oca (daí o seu nome) que atua como obturador, permitindo uma passagem bastante livre. Devido ao seu sistema de assentamento, proporciona uma vedação estanque, constituído-se numa das poucas válvulas de controle que além de possuir ótimas condições de desempenho da sua principal função, isto é, prover uma adequada ação de controle modulado, permite ainda, uma total estanqueidade quando totalmente fechada.


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Na figura abaixo vemos um corpo típico de uma válvula esfera.

Válvula tipo esfera Como podemos notar, o corpo é bi-partido (para possibilitar a montagem dos internos), sendo que a esfera gira em torno de dois anéis de teflon (construção padrão), alojados no corpo e que fazem a função de sede. Possibilita a passagem do fluído em qualquer direção sem problemas dinâmicos, e possui um curso total de 90°. O seu castelo é integral ao corpo de até 5” é guiada superiormente e nas sedes de 8” em diante a guia é superior e inferior e nas sedes, conforme podemos ver pela figura abaixo.

Tipos de guia do obturador na válvula esfera série 2000


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A válvula de controle esfera com anéis sede de teflon, é recomendada para aplicações com fluídos à temperatura de até 200°C. Este tipo de construção apresenta uma nível de vazamento quando totalmente fechada, Classe VI conforme a ANSI B16.104, isto é, algumas bolhas por minuto. Em casos de temperaturas superiores especifica-se anéis sede de aço inoxidável ANSI A 276 tipo 315 com revestimento metal-metal, a válvula esfera apresenta um vazamento permissível de até 0,01% da sua máxima capacidade, ou seja, um nível de vazamento Classe IV, segundo a ANSI B16.104. A válvula de controle esfera é fabricada em diâmetros de ¾” até 12” com extremidades flangeadas nas classes 150, 300, e 600 lbs. A válvula esfera é a todas a de maior capacidade de fluxo, devido a sua passagem ser praticamente livre sem restrições. Em relação ao tipo globo, por exemplo, chega a alcançar 3 a 4 vezes maior vazão. Porém isso não deve ser encarado apenas como vantagem e devemos tomar precauções durante a seleção de uma válvula tipo esfera. Este tipo de válvula apresenta, assim como também a válvula borboleta, em função da característica geométrica dos seus internos, uma alta tendência a cavitar e a atingir condições de fluxo crítico (isso será discutido mais adiante no capítulo referente ao dimensionamento), a relativos menores diferenciais de pressão do que os outros tipos de válvulas, especialmente a globo. Dinamicamente, as forças provenientes do fluído tendem sempre a fechar a válvula e portanto é uma válvula não balanceada, da mesma forma que acontece com a válvula borboleta.


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Gráfico do torque vs. abertura da válvula tipo esfera. Na figura acima vemos um gráfico de torque dinâmico tendendo fechar a válvula versus grau de abertura, enquanto que na figura abaixo vemos formatos de áreas de passagem da válvula em função do seu curso de abertura, e o efeito de duplo orifício que o obturador sólido lhe proporciona. Esse efeito de duplo orifício produz as seguintes vantagens: a) Divide a queda de pressão total em duas etapas, obtendo-se com isso, a vantagem

de diminuir a velocidade de escoamento do fluído durante a sua passagem no interior do obturador.

b) Proporciona o efeito de uma característica de vazão inerente tipo próximo á igual porcentagem sem necessitar de obturador caracterizado. Tal característica de vazão é proporcionada conforme muda a posição entre totalmente aberta e fechada, e o formato de cada orifício de passagem, vai desde circular até elíptico, conforme podemos notar pelo esquema da figura 36.


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Efeito à passagem do fluxo do obturador esfera maciça Válvula de Controle Tipo Esfera de 3 Vias Da mesma forma que nas válvulas borboleta, a válvula esfera também pode ser constituída na versão de 3 vias para ser utilizada em aplicações tanto de mistura como de separação de fluídos. Na figura abaixo vemos uma válvula esfera 3 vias.

Válvula Tipo Esfera de 3 vias


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Válvula de controle tipo obturador rotativo excêntrico Um tipo de válvula introduzido no mercado internacional muito recentemente é a de obturador excêntrico. Este tipo de válvula é mostrado na figura a seguir. Idealizada originalmente para, basicamente, qualquer aplicação de processo, tem mostrado realmente vantagens em apenas alguns processos industriais, tais como papel e celulose e de forma genérica trata-se de uma válvula recomendada para aplicações de utilidades ou auxiliares. Possui corpo, com extremidades sem flanges, classe 500 lbs, sendo fabricada em diâmetros de 1” ate 12”. O curso do obturador é de 50º em movimento excêntrico da parte esférica do obturador. Tal particularidade de movimento excêntrico possibilita-lhe uma redução do torque de atuação permitindo uma operação mais estável com o fluído entrando na válvula em qualquer sentido. Apresenta, quando totalmente fechada, um índice de vazamento de 0,01% da sua máxima capacidade de fluxo, sendo uma válvula de nível de vazamento Classe IV conforme a ANSI B16.104. Possui castelo tipo integral que lhe permite operar uma faixa de temperatura de -196°C (-320°F) à 400°C (750°F) com gaxetas de teflon puro. Em contraste com os outros tipos de válvulas, nas quais há quase uma total compatibilidade de atuadores, este tipo de válvula requer a utilização de um atuador de conceituação diferente. O obturador possui guia dupla possibilitando, desta forma, uma resistência menor a passagem de fluxo de que apresentada em outros tipos de válvulas de desenho semelhante.


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Válvula Tipo Obturador Rotativo Excêntrico Exercícios 1. Faça 3 comparações entre as válvulas globo sede simples e a globo sede dupla.

2. Explique como pode ser evitado o efeito chattering na válvula de controle. 3. Compare entre as válvulas globo tipo gaiola sede simples e a válvula globo gaiola balanceada. 4. De acordo com o funcionamento da válvula borboleta qual o valor em graus do curso da válvula.


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5. Relacione as válvulas abaixo de acordo com suas aplicações: a. Globo sede dupla b. Globo 3 vias c. Globo gaiola d. Bi-partida e. Esfera

( ) Fluido em alta pressão ( ) Massa celulósica ( ) Mistura de fluídos ( ) Aplicações corrosivas com controlabilidade de 0% a 100%. ( ) Fluido que requer auto-drenagem maior que obtida nas válvulas globo convencionais.

6. Calcule a vazão Fc e a massa especifica Pc no sistema abaixo utilizando a válvula 3 vias. Dados: Fa= 10 l/min pa= 102 utm/m3

Fb= 20 l/min pb= 98 utm/m3

Fc= _______ l/min Pc= _______ utm/m3


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Manutenção e inspeção do corpo da válvula de controle e globo convencional Objetivo: Manutenção e inspeção do corpo da válvula globo sede simples e sede dupla. Procedimentos: 1- Solte o acoplamento da haste do atuador da haste do corpo. 2- Remova o castelo, soltando as porcas de fixação. 3- Verifique a junta de vedação entre o castelo e o corpo. 4- Remova a flange inferior do corpo. 5- Verifique a junta de vedação entre o corpo e a flange inferior. 6- Verifique o anel da sede e a sede.

Observação: Se necessário retire o anel da sede substituindo-o e faça o assento com o plugue.

7- Verifique o plugue e o tipo de plugue em função de sua característica de vazão. 8- Faça a montagem do corpo e acople ao castelo/atuador. 9- Faça o teste de estanqueidade de acordo da classe de vedação. Observação: Material utilizado para o teste de estanqueidade. 1- Base de fixação do corpo; 2- Fonte de alimentação; 3- Flange de conecção; 4- Manômetro, rotâmetro ou verificação do vazamento permitido através de bolhas de

ar; 5- Material retifica sede/plugue: azul da prusia, carburundum, alvaiade.


Castelo da válvula de controle

O castelo, geralmente uma parte separada do corpo da válvula que pode ser removida para dar acesso às partes internas das válvulas, é definido como sendo um conjunto inclui, a parte através da qual uma haste do obturador de válvula move-se, e um meio para produzir selagem contra vazamento através da haste”. Ele proporciona também um meio para montagem do atuador. Sendo uma peça sujeita a pressão do fluido, tem de satisfazer aos mesmos requisitos de projeto que o corpo. No próprio castelo dispõem-se os meios para prender o atuador, conter a caixa de gaxetas e pode ainda conter a bucha de guia superior para guiar o obturador como acontece no caso das válvulas globo convencional, conforme podemos notar pela figura 1 aonde mostra se um castelo tipo normal para a utilização nas válvulas globo convencionais. O castelo é, portanto um sub-conjunto do corpo na maioria das válvulas de controle, embora existam tipos de válvulas como as rotativas (borboleta, esfera e excêntrica), e a bi-partida nas quais o castelo é parte integral ao corpo, não se constituindo, portanto, de parte independente. Assim sendo, os exemplos de castelos que aqui serão dados servem apenas para aquelas válvulas nas quais o castelo é uma peça separada. Tais tipos de válvulas são: globo convencional sede simples e dupla, 3 vias e globo tipo gaiola. Na válvula tipo diafragma a utilização do castelo é praticamente apenas um meio para fixar o atuador, não contendo a caixa de gaxetas, já que este tipo de válvula não requer por ser totalmente vedada a possibilidade do fluido penetrar no castelo, a menos que rompa o diafragma obturador. Apenas no caso da válvula ser utilizada em

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fluidos altamente corrosivos ou perigosos (tóxicos ou inflamáveis), é que se recomenda a utilização de caixa de gaxetas, para a proteção adicional caso o diafragma estoure. Normalmente o castelo é preso ao corpo por meio de conexões flangeadas e para casos de válvulas globo de pequeno porte, convenciona-se a utilização de castelo roscado devido ao fator econômico, em aplicações de utilidades gerais como ar, água, etc, como é o caso das denominadas válvulas de controle globo miniaturizadas.

Tipos de castelos usados nas válvulas globo. Tipos de castelos Os castelos classificam-se em:

a) Castelo Normal (CE-1). Figura (a); b) Castelo Longo (CE-1). Figura (b);

c) Castelo Extra-Longo (CE-1). Figura (c);

d) Castelo com Fole de selagem (CE-4). Figura (d).

a) Castelo normal: - é o castelo padrão utilizado para as aplicações comuns nas quais a temperatura do fluido esta entre –18 a 232°C (0 a 450°F). Esta

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limitação é imposta pelo material da gaxeta já que a sua localização esta bem próxima do flange superior do corpo e portanto bem próxima ao fluido.

b) Castelo Longo: - é semelhante ao anterior, a menos da sua altura que faz com

a caixa de gaxeta fique um pouco mais afastada do fluido. Recomenda-se a utilização deste tipo de castelo para aplicação com fluido em temperaturas de –45 a –18°C (-50 a 0°F), e 232° a 430°C (450 a 800°F).

c) Castelo extralongo:- é fabricado de tubo ou fundido possuindo uma maior altura que o anterior. É especificado para aplicações em baixíssimas temperaturas ou criogênicas como –100 a –45°C (-150° a –50°F) para evitar que o teflon das gaxetas congele.

d) Castelo com fole de selagem: - este tipo de castelo é especificado em casos especiais nos quais seja proibido um vazamento para o meio ambiente através da gaxeta. Englobam-se neste tipo de aplicações especiais, caso tais como, fluidos radioativos, tóxicos ou explosivos. Ele possui no interior um fole metálico de aço inoxidável e soldado de modo a formar uma câmara de pressurização interna, entre a parte do fole e a superfície de haste. Evita-se que o fluido (caso seja corrosivo) entre em contato com as paredes do castelo propriamente dito, podendo este ser construídos de simples aço carbono. O fluido no interior do fole produzira uma segunda câmara de pressurização obtendo-se o fenômeno dos vazos comunicantes. O escoamento do fluido para o interior do fole cessa quando for atingida a equalização das pressões. Entretanto, a utilização do fole de selagem requer maior força de operações por parte do atuador para vencer o efeito mola do fole. Em caso de necessidade podemos utilizar um manômetro conectado ao castelo para verificação de um possível vazamento devido a quebra do fole. Este tipo de castelo tem uma limitação de operação de 28kg/cm2 (400 psi) a 232°C (450°F), embora podemos utilizá-lo para temperatura superiores desde que, as pressões sejam inferiores e vice-versa.

Conjunto de caixa de gaxetas

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O propósito do conjunto da caixa de gaxeta é o de proporcionar uma selagem contra vazamentos dos fluidos do processo. Caso não haja boa selagem por meio do conjunto da caixa de gaxetas, haverá sempre um vazamento do fluido seja superior a pressão atmosférica, ou uma entrada de ar, caso a válvula esteja trabalhando em pressões de vácuo. O conjunto geral da caixa de gaxetas é formado conforme podemos acompanhar através da figura abaixo pelos seguintes componentes: flange de prensa gaxetas, prensa gaxeta, anéis da gaxeta, retentor de graxa, subconjunto de lubrificação, e meia de compressão (caso a, gaxeta seja de anéis em “V” de teflon). No caso de gaxeta em anéis quadrados, como os à base de amianto, a mola não é necessária, sendo a compressão feita pelo aperto do prensa gaxeta.

Tipos de caixas de gaxetas utilizadas nas válvulas de deslocamento linear da haste. O sistema de lubrificação externa (utilizado caso o material da gaxeta necessite de lubrificação) tipo EH-1, especificas para válvulas de diâmetro até 4”, enquanto que o EH-2, figura (c) para diâmetros superiores. A válvula de bloqueio produz uma selagem entre a caixa de gaxetas e o lubrificador evitando assim que o fluido do processo impossibilite a introdução da graxa lubrificante. Gaxetas

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As principais características do material utilizadas para a gaxeta, devem ser elásticas, para facilitar a deformação; produzir o mínimo atrito e deve ser material adequado para resistir as condições de pressão, temperatura e corrosão do fluido de processo. Os principais materiais de gaxeta são: teflon e amianto impregnado.

a) Teflon (TFE) : é o material mais utilizado devido as suas notáveis características de mínimo coeficiente de atrito, e de ser praticamente inerte quimicamente a qualquer fluido. Devido as suas características, a gaxeta de teflon não requer lubrificação externa e a sua principal limitação é a temperatura. A gaxeta de teflon é formada de anéis em “V” de teflon sólido, e requer uma constante compressão para o seu posicionamento firme e compacto, provida por meio de uma mola de compressão.

b) Amianto Impregnado: é ainda um material de gaxeta bastante popular devido às características do amianto adicionadas a alguns aditivos e a facilidade de manutenção e operação. Não sendo autolubrificante, o amianto utiliza-se impregnado com aditivos tais como teflon, mica, inconel, grafite, etc. Este tipo de gaxeta é do tipo quadrada e comprimida por meio do prensa gaxeta. Requer lubrificação externa, com exceção ao amianto impregnado com teflon.

Recentemente surgiu um novo material de gaxeta denominado de Grafoil. Trata-se de material a base de grafite e comercializado em fitas flexíveis de vários tamanhos. É um material praticamente inerte quimicamente e suporta, temperaturas altíssimas (o ponto de volatização é de 3550°C). Seu único inconveniente reside no fato de que produz um certo travamento da haste, já que por ser fita, ela deve ser enrolada ao redor da haste e socada para compactá-la formando diversos anéis.

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Limites de temperatura para os diversos materiais da gaxeta, em função do tipo de castelo. Exercícios 1. Especifique um castelo para uma válvula de controle globo sede simples, que será montada em uma tubulação de 3” e escoará por esta, etileno a uma temperatura de 30°C e a uma pressão de 1000psi. Material gaxeta = _______________________________________________________ Lubrificação = _________________________________________________sim ou não Tipo de castelo = _______________________________________________________ 2. Classifique os tipos de castelo de acordo com a sua aplicabilidade.

a) Castelo extra longo _______________________________________________ b) Castelo com fole de selagem ________________________________________

3. Qual a função do lubrificador fixado no castelo da válvula de controle.

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Manutenção e inspeção no castelo de válvula de controle Objetivo: manutenção e inspeção de castelo de válvula de controle castelo normal, aberto, alongado extra longo e com fole. Procedimentos:

1- Desconecte o acoplamento da haste do atuador da haste do plugue. 2- Solte as porcas de fixação do castelo ao atuador. 3- Solte a porca de fixação do castelo ao atuador. Obs.: Verifique se a válvula é de ar para abrir ou ar para fechar. 4- Verifique as gaxetas se necessário troque-as. Obs.: Retire a engraxadeira se necessário. 5- Faça a montagem do castelo do corpo da válvula.

Exercício 1. Calcule o número de gaxetas sabendo-se que o diâmetro da haste do plugue é de 0.750 pol.?

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2. Especifique a gaxeta, sabendo que a temperatura do fluido é de 250°C? 3. Qual a aplicação do castelo com selo de uma válvula de controle?


Atuadores para válvulas de controle

O atuador constitui-se no elemento responsável em proporcionar a necessária força motriz ao funcionamento da válvula de controle. Sendo parte integrante do sistema de controle, ele quando corretamente selecionado, deve proporcionar a válvula meios de operacionalidade estáveis e suaves, contra a ação variável das forças dinâmicas e estáticas originadas na válvula através da ação do fluido de processo. O atuador em si, é um dispositivo que em resposta ao sinal enviado pelo controlador, produz a força motriz necessária para movimentar o elemento vedante da válvula de controle. Dependendo basicamente do meio de produção da força motriz, o atuador utilizado em aplicações de controle modulado, classifica-se em cinco tipos principais:

1) Pneumático a mola e diafragma; 2) Pneumático a pistão; 3) Elétrico; 4) Elétrico-hidráulico e 5) Hidráulico.

Um fator importante que deve ser mencionado, antes de iniciarmos a analise detalhada dos diversos tipos de atuadores, é que o atuador selecionado deve ser compatível com o sinal de saída do controlador. Um exemplo claro disso, é o caso da instrumentação eletrônica utilizada hoje em dia na maioria dos sistemas de controle de processo. O sinal de saída do controlador é normalmente 4~20, sinal este que não é compatível, por exemplo, com os atuadores pneumáticos. Há, então, necessidade da conversão do sinal de elétrico para pneumático, caso seja utilizado o atuador pneumático, como acontece na grande maioria das aplicações.

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Atuador pneumático tipo mola e diafragma Este tipo de atuador utiliza um diafragma flexível de neoprene, sobre o qual age uma pressão de carga variável em oposição à força produzida por uma mola. O diafragma é alojado entre dois tampos, formando duas câmaras, uma das quais totalmente estanque, por onde entra o sinal de pressão de carga. A força motriz é obtida pelo produto da pressão de carga vezes área útil do diafragma. Define-se como pressão de carga ao sinal de ar proveniente do controlador ou do posicionador da válvula, e que efetivamente trabalha sobre o diafragma do atuador. A faixa de pressão de carga mais comumente utilizada é de 0~18 psi no caso da instrumentação pneumática, enquanto que para esse sinal a faixa da mola do atuador é de 3~15 psi. Isso significa que, por exemplo, com 3 psi sobre o diafragma a válvula se mantém totalmente aberta; a 9 psi e lá esta exatamente na metade do seu curso e a 15 psi está totalmente fechada. Os 3 psi restantes, são utilizados para a produção da força de assentamento requerida. Outras faixas comuns de pressão de carga são 0~27, 0~30 e 0~35 psi. O atuador mola e diafragma é disponível em dois tipos. Um deles, denominado de ação direta empurra a haste para baixo, conforme aumenta a pressão de carga sobre o diafragma, enquanto que a mola força a haste para cima. O outro, denominado de ação inversa, com o aumento da pressão de carga, puxa a haste para cima, enquanto que a mola empurra-a para baixo, de qual a posição de segurança que o processo exige em caso de falha ou falta de energia de suprimento. Assim, numa válvula globo convencional com obturador entrando em caso de falha no sistema de suprimento de ar a válvula abre, enquanto que se tivesse sido utilizado um atuador inverso, a válvula fecharia. O tamanho do atuador tipo mola e diafragma é definido em função do diâmetro do diafragma. Quanto maior ele for maior será a força produzida, independente do sinal de pressão de carga. Na tabela (Tamanho dos Atuadores Pneumáticos Tipo Mola e Diafragma em Função do Diâmetro da Válvula) damos uma idéia mais completa dos diversos tamanhos deste tipo de atuador em função dos diâmetros da válvula globo convencional série 900.

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Este tipo de atuador é o mais utilizado para atuar as válvulas de controle, face a inúmeras vantagens e poucas desvantagens.

Atuadores Pneumáticos Tipo Mola Diafragma O amplo sucesso deste atuador, talvez seja pelo fato de até hoje não ter sido desenvolvido um outro tipo de atuador mais versátil, confiável e econômico. Não requer o uso obrigatório de posicionador para operar em sistema de controle modulado. O posicionador consiste de um dispositivo que ajusta o atuador e a haste da válvula a uma determinada posição em função do sinal de pressão de carga. A sua principal desvantagem é a da limitação da força de atuação, pois devido ao diafragma, os níveis de pressão de carga não podem exceder 50 ou 60 psi, o que de fato limita a sua aplicação, em determinados tipos de válvulas, que exigem uma elevada força de atuação como é o caso das válvula rotativas, ou ainda em casos de pressões extremamente altas, mesmo se tratando de válvulas de deslocamento linear. Nesses casos, o atuador pneumático a mola e diafragma deixa de ser uma escolha conveniente, podendo tornar-se excessivamente onerosa a sua utilização em tamanhos superdimensionados.

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Tamanho dos atuadores pneumáticos tipo mola e diafragma em função do diâmetro da válvula. Análise das forças atuantes no desempenho do atuador tipo mola e diafragma Como mencionados, a maioria dos atuadores pneumáticos tipo mola e diafragma, operam numa faixa de sinal 3~15 psi, de tal forma que, quando aplicados 3 psi de pressão sobre o diafragma a haste da válvula deve iniciar a deslocar-se. Com 15 psi então, a haste terá completado integralmente o seu percurso nominal. Para a haste iniciar o seu movimento a partir de uma pressão 3 psi, é necessário que a mola do atuador, que se opõe ao movimento da haste, esteja pré-comprimida a uma determinada carga, de forma a equilibrar as forças até o sinal da pressão de carga atingir 3 psi. É evidente que, se para uma faixa de sinal de saída do controlador de 3~15 psi, este não vai possuir força suficiente para vencer a força de desequilíbrio estático do fluido, nem para produzir um adequado assentamento e obtermos com isso a estanqueidade comprimir a mola e deslocar o obturador. Para termos a reserva de força necessária para vencer o desequilíbrio estático e obtermos ainda força de assentamento, devemos escolher uma das três seguintes soluções: a) realizar, na mola, um ajuste inicial ou final alto; b) utilizar uma mola mais forte do que a originalmente selecionada, mantendo-se o

mesmo atuador; c) utilizar um atuador maior.

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O ajuste inicial alto, isto é, usar na mola uma pré-compressão inicial superior à normalmente utilizada, que é 3 psi, é uma das técnicas utilizadas nas válvulas “normalmente fechadas”, nas quais cabe a força da mola manter o obturador fechando a válvula contra a força máxima do desequilíbrio estático. Assim com um ajuste inicial alto, digamos, 5 – 15 psi atuando num diafragma de 100 pol2 de área, teremos uma força inicial de 500 lbf quando a pressão de carga no diafragma for nula. Da mesma forma, podemos utilizar uma mola mais fraca, que possuindo uma razão de deflexão menor, irá fazer com que a haste termine o seu percurso nominal com, por exemplo, 9 psi sobre o diafragma. Isso significa ajuste final alto e é usualmente utilizado nas válvulas “normalmente abertas”. Nesse caso, sendo a faixa do atuador de 3 – 9 psi, teremos um força final de 900 lbf sendo produzida no diafragma de 100 pol2 de área, devido a diferença entre a alimentação útil e o ajuste final, ou seja 18 – 9 = 9 psi. Essas 900 lbf são destinadas a opor-se às forças de desequilíbrio quando a válvula estiver fechada. Utilizando-se de uma mola mais forte que originalmente especificada, por exemplo 6 – 30 psi, obtemos face ao aplicado acima, uma mola com ajustes inicial e final alto. Entretanto para obtermos a necessária compatibilidade entre a faixa de sinal do controlador (3 – 15 psi) e a da mola (6 – 30 psi) precisamos usar um posicionador ou um “booster” de pressão, que alimentado com uma pressão de 35 psi, converterá o sinal 3 – 15 psi do controlador em 6 –30 psi requeridos pelo atuador. A utilização de um atuador superdimensionado, é uma prática bastante comum, principalmente quando a válvula em si não requer o uso de posicionador e quando uma redução de amplitude do sinal 3 – 15 psi, possa não ser conveniente do ponto de vista de estabilidade do processo em questão. Utilizando-se um atuador maior, mantendo uma faixa 3 – 15 psi, teremos uma maior área de diafragma, suficiente para produzir níveis de força mais elevados. A escolha de qual a solução a ser adotada, depende de aspectos econômicos, de espaço e padronização, os quais devem ser criteriosamente analisados. Contudo, recomenda-se sempre, a utilização de um atuador maior ao invés do uso de molas com faixas especiais, o que implicaria, para o fabricante, na manutenção de um elevado estoque de molas de variadas faixas e conseqüentemente, uma maior dificuldade operacional e de peças sobressalentes o que implicaria num custo, para o cliente, bastante superior.

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Atuador pneumático tipo pistão O atuador pneumático tipo pistão, embora não muito utilizado nas válvulas de deslocamento linear, em relação ao tipo a mola e diafragma, tem apresentado uma crescente tendência de uso, junto às válvulas tipo rotativas. Apresenta como principal vantagem, em relação ao anterior, uma capacidade de operação em níveis superiores de pressão de carga (e portanto, uma produção de maior força de atuação), uma maior capacidade e ainda uma maior velocidade de resposta. Na tabela (Guia para a Seleção de atuadores) relaciona-se as diversas vantagens e desvantagens deste tipo de atuador. O atuador pneumático tipo pistão, substitui o uso do diafragma flexível por um pistão metálico, fato esse que lhe possibilita operar em níveis de pressão de carga superiores.

Atuadores Pneumáticos Tipo Pistão São dois tipo básicos de atuadores à pistão, dependendo do tipo de válvulas que irá operar. Um, conforme mostra a primeira figura , destina-se à utilização em válvulas de deslocamento linear como a globo, enquanto que na segunda figura vemos o tipo utilizado para acionar válvulas de deslocamento rotativo, como a borboleta e esfera. As principais desvantagens deste atuador em relação à mola e diafragma, residem na necessidade do uso do pocisionador, caso a válvula seja utilizada em serviços de controle modulado e na ausência de recursos próprios para a obtenção da posição de segurança da válvula, em caso de falha de suprimento de energia. Neste tipo de

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atuador, ao contrário do anterior, para obtermos a posição de segurança por falha, necessitamos da adaptação de uma mola de retorno, ou então de um sistema auxiliar externo de armazenamento de energia. Uma construção variante do atuador tipo pistão, é o mostrado na figura abaixo. Trata-se do atuador pneumático de diafragma rolante. Consiste de um cilindro em cujo interior um diafragma desloca-se, executando movimentos de enrolar e desenrolar, enquanto uma mola age em oposição de forças. Tal tipo de atuador é utilizado apenas nas válvulas de obturador rotativo excêntrico, as suas principais características, são as de proporcionar um elevado curso de variação de área do diafragma, uma maior compatibilidade e uma operação mais livre de atrito, que é obtida através do atuador a pistão.

Atuador pneumático tipo diafragma rolante Atuador elétrico Os atuadores elétricos utilizados em alguns tipos de situações de processo, geralmente consistem de um motor elétrico com um conjunto de engrenagens, que lhe possibilitam a capacidade de uma elevada faixa de torque de saída. Este tipo de atuador, mostrado esquematicamente na figura a seguir, embora não muito utilizado em controle, oferece amplas vantagens em instalações remotas onde nenhuma outra fonte de suprimento seja disponível.

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Atuadores elétricos O atuador elétrico tanto pode ser utilizado para acionar válvulas de deslocamento linear quanto rotativas. As suas principais desvantagens residem no seu custo excessivo, lenta resposta e na falta de posição de segurança em caso de falha de energia de suprimento. Na tabela (Guia para a seleção do atuador) relacionam-se as diversas vantagens e desvantagens deste tipo de atuador. Atuador eletro-hidráulico Este tipo de atuador consiste de um atuador elétrico, no qual uma bomba manda óleo a altas pressões para um pistão o qual produz um força de atuação de altíssimo valor. Este tipo de atuador pode ser operado com sinais elétricos de baixo nível, como os de saída dos instrumentos eletrônicos, ou seja, da ordem de 24 à 65 Volts DC e 1 – 5, 4 – 20 ou 10 – 50mA. Na figura que segue (Esquema de um atuador eletro-hidráulico) vemos esquematicamente o desenho deste tipo de atuador, no qual uma bobina é sensibilizada quando sujeita a um sinal de corrente, produzindo um campo magnético, o que faz deslocar uma palheta, obstruindo mais ou menos um bocal, através do qual escoa o óleo a uma alta pressão, indo para o pistão onde produz-se uma elevada força de atuação que irá movimentar a válvula de controle. O atuador eletro-hidráulico apresenta como os tipos precedentes, vantagens e desvantagens, conforme relacionadas na tabela (Guia para a seleção do atuador). As suas principais desvantagens, fato esse que tem limitado em muito a sua utilização, tem sido o seu custo excessivamente alto se comparado ao conjunto pneumático à mola e diafragma mais conversor eletro-pneumático necessário, para utilização

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compatível junto à instrumentação eletrônica. Além disso, devido ao fato da alimentação de óleo para o pistão, este tipo de atuador requer uma fonte de pressão constante o que significa alimentação elétrica constante para bombear o óleo para o pistão. Não possui posição de segurança inerente, em caso de falha de energia.

Esquema de um atuador eletro-hidráulico Atuador hidráulico Os atuadores hidráulicos, assemelham-se bastante aos eletro-hidráulico e como esses devem ser especificados somente em casos de altíssimas forças de atuação de forma a impossibilitar a utilização de outros tipos de atuadores. No atuador hidráulico, uma central hidráulica bombeia fluido hidráulico ao pistão a uma pressão considerável alta produzindo-se elevadíssima forças de atuação. Posição de segurança por falha Define-se como posição de segurança por falha da energia de suprimento, à posição que a válvula deve assumir em caso de falha. A falha tanto pode ser motivada por falha mecânica do atuador, como falha no sistema de distribuição de energia de suprimento.

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A posição da válvula em caso de falha, é uma consideração muito importante a qual não pode deixar de ser avaliada e especificada. As posições de segurança possíveis da válvula são: fechadas e abertas. A devida escolha de uma delas deve ser baseada em considerações de segurança do processo industrial. Duas generalização são que em aplicações de aquecimento, a válvula deve fechar por falha, enquanto que em aplicações de resfriamento deve abrir. No caso de controle de nível, estando a válvula de controle na entrada do tanque. A posição de segurança recomendada seria fechada, assim por diante. Cabe ao usuário escolher corretamente qual a posição de segurança da válvula. Existem, entretanto, aplicações onde tanto uma posição quanto a outra são igualmente seguras. O tipo de posição de segurança por falha de uma válvula pode ser obtido através da seleção da ação do atuador, ou através da inversão da ação no próprio corpo, em função da montagem do obturador por cima ou por baixo. Face isso, não há necessidade, nesse tipo de válvula, da utilização de atuador de ação inversa, para obtermos, por exemplo, a posição de segurança fechada por falha. Podemos simplesmente utilizar um atuador de ação direta e inverter a ação do próprio corpo. Com isso, obtemos pelo menos teoricamente, a vantagem de eliminarmos o atrito produzido pela caixa de anéis “O” do atuador inverso. Esses anéis “O” são utilizados no atuador, para evitar a perda do sinal da pressão de carga. Em outros tipos de válvulas porém, como a globo 3 vias, globo gaiola, globo micro fluxo, diafragma e bi-partida, para termos a ação inversa, obrigatoriamente necessitamos da utilização do atuador inverso, o que produziria a posição fechada, enquanto que utilizando-se do atuador de ação direta, teríamos a válvula aberta em caso de falha. Na figura que segue, vemos esquematicamente as diversas combinações possíveis de montagens atuador-corpo para diversas válvulas e suas respectivas posições de segurança por falha.

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Posições de segurança por falha em função diversas combinações entre atuador e obturador No caso dos atuadores, como por exemplo, os do tipo pistão pneumático, que não possuem de forma integral ou inerente, meios de possibilitar uma posição de segurança em caso de falhas, assumem uma posição estacionária, permanecendo o pistão na posição que estava quando da falha. A posição de segurança, somente poderá ser obtida, através de recursos operacionais, tais como, a utilização de uma mola de retorno, ou ainda através da utilização de um sistema de armazenamento de energia esterno, conforme mostra a figura abaixo, onde vemos o esquema do sistema de segurança auxiliar em caso de falha. Nele, um reservatório de ar comprimido envia ar através da válvula solenóide de 3 vias, fazendo operar o pistão, em caráter de emergência, para a posição predeterminada como de segurança.

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Sistema de segurança auxiliar em caso de falha

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1) - Atuador Pneumático Tipo Mola e Diafragma Vantagens Desvantagens

Baixo Custo; Simplicidade; Posição de Segurança por falha é inerente; Necessidade de baixa pressão de ar de suprimento; Ajustabilidade; Facilidade de manutenção; Capacidade de operação sem a necessidade do uso de posicionador; Resposta Rápida; Seguro em aplicações eletricamente perigosas.

Torques limitados; Limitação quanto a temperatura; Inflexibilidade para alterações das condições de serviço.

2) – Atuador Pneumático Tipo Cilindro ou Pistão Vantagens Desvantagens

Capacidade de Torque elevado; Compacticidade; Menor Peso; Adaptabilidade a altas temperaturas do meio ambiente; Adaptabilidade a variações dos requisitos de torque da válvula; Resposta rápida; Seguro em aplicações eletricamente perigosas.

Posição de segurança por falha, requer acessórios opcionais; Necessidade do uso do posicionador para aplicações em controle modulado, Maior custo que o atuador pneumático à mola e diafragma; Necessidade de alta pressão de ar de suprimento.

3) – Motor Elétrico Vantagens Desvantagens

Compacticidade; Aptidão para aplicações remotas.

Alto Custo; Falta de Posição por falha; Habilidade limitada para sistemas de controle modulado; Resposta lenta; Falta de ajustabilidade.

4) – Atuador Eletro-Hidráulico / Hidráulico Vantagens Desvantagens

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Capacidade para altíssimo torque; Ótima rigidez construtiva; Excelente estabilidade dinâmica contra forças do fluido; Resposta rápida.

Alto Custo; Complexidade; Grande Peso e tamanho; Posição de segurança por falha requer acessórios opcionais.

Tabela – Guia para seleção do atuador. Cálculo do atuador pneumático tipo mola diafragma O atuador pneumático tipo mola diafragma, é um dispositivo que recebe sinal de pressão de ar (pressão de carga) e transforma-o em força de atuação devido ao efeito transdutor do diafragma. Também vimos que a faixa de sinal de pressão de carga mais comum é 0 –18 psi. Sendo que a força produzida pelo diafragma, opõem-se à força da mola, aquela tem que vencer esta, para que o obturador possa deslocar-se através de todo o seu curso. É evidente que em se usando um controlador com saída 3 – 15psig, atuando numa válvula com faixa de mola 3 –15psig, esta somente funcionara em bancada (sem queda de pressão através do corpo da mesma) pois a pressão de 15psig ficaria anulada completamente pela reação de 15 psi da mola. Nestas condições, por pequeno que fosse o desequilíbrio estático da válvula devido ao fluido passando através da mesma, não permitiria que esta abrisse ou fechasse (dependendo da ação) totalmente. Na figura a seguir, pode-se observar o efeito da queda de pressão através da válvula. A curva (A) mostra o comportamento da válvula com atuador 3 – 15psig sem queda de pressão através dela. A curva (B) mostra o comportamento da válvula, quando em funcionamento com queda de pressão através dela, supondo que o desequilíbrio seja constante em todo o curso da válvula, o que na realidade não é. A curva (B), portanto, é um deslocamento da curva (A).

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Pressão de carga x curso da válvula com e sem queda de pressão através da mesma Não linearidade dos atuadores tipo mola diafragma Na prática, um atuador não apresenta uma curva linear. A não linearidade, se deve a diversos fatores, entre eles a variação da área efetiva do diafragma. A área efetiva deve variar em função do curso e da pressão de carga atuando sobre o mesmo. A figura abaixo ilustra o levantamento feito em três atuadores de tamanho diferentes.

Não linearidade efetiva entre curso x pressão nos atuadores pneumáticos a mola e diafragma

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Forças que agem numa válvula de controle Um atuador que tenha sido adequadamente calculado, deve possuir força suficiente para vencer todas as forças produzidas pelo fluxo, deslocar o obturador e ainda dispor de um excesso de força necessária para assentamento do obturador quando este tiver que permanecer fechando a passagem do fluxo através da válvula. Na análise a ser feita, vamo-nos referir à válvula sede simples, já que é nesse tipo de válvula que temos os maiores problemas de desequilíbrio de forças. As forças que agem no corpo da válvula são: a) Força de desequilíbrio estático da haste do obturador; b) Força de desequilíbrio estático do obturador; c) Força de desequilíbrio dinâmico do obturador; d) Forças diversas, tais como inércia do obturador, atrito nas gaxetas, etc. As forças de origem estática são fáceis de serem analisadas e obtidas, o que já não acontece com as forças dinâmicas. As outras forças diversas, são constantes e independentes da queda de pressão na válvula. Normalmente são desconsiderados para efeito de cálculo do atuador. A força de desequilíbrio estático que age na haste e no obturador é originária da queda de pressão através da válvula e sua resultante é vertical, pois os componentes horizontais cancelam-se, como podemos ver através da figura .

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Forças de desequilíbrio estático atuando no obturador As forças de desequilíbrio dinâmico, também dependentes da queda de pressão na válvula, são de difícil análise. Uma das principais forças dinâmicas, surge nas válvulas sede simples com fluxo tendendo a fechar a válvula. A força de empuxo, popularmente conhecido como “efeito da pia” é uma força dinâmica, que surge em virtude da diferença de pressão desenvolvida pelo aumento de velocidade de fluxo. Uma outra força dinâmica, embora de grandeza geralmente não muito elevada, é a carga lateral produzida pelo impacto do fluido contra o obturador. Análise do equilíbrio de forças numa válvula de controle Nos atuadores tipo mola e diafragma, o posicionamento da haste é conseguido mediante o equilíbrio de forças atuando sobre ele. Estas forças são originadas pela pressão de carga atuando no diafragma, pela reação da mola em função do curso e pelas forças provocadas pelo fluido na válvula. A fim de podermos determinar a direção e magnitude destas forças, devemos fazer uma exposição de todas as variantes possíveis em função da ação do atuador, sentindo de fluxo através do corpo da válvula e orientação do obturador no corpo da mesma.

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A fim de melhor caracterizar cada variante, as mesmas possuem uma nomenclatura conforme segue: as letras A e B identificam a ação da válvula e os números 1 e 2 identificam a direção do fluxo, ou seja: Grupo: a) A – ar para fechar; b) B – ar para abrir. Classe: a) 1 – o fluxo tende a fechar a válvula; b) 2 – o fluxo tende a abrir a válvula.

Alternativas diferentes quanto à montagem dos internos, direção do fluxo e ação do atuador numa válvula globo convencional. Como exposto na figura acima poderemos analisar a equação de equilíbrio para cada uma das 8 variantes. Nas equações a seguir consideramos apenas o desequilíbrio estático que é o fator mais importante, desconsiderando outros fatores, tais como histerese no diafragma, atrito nas gaxetas, inércia, etc.

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Variantes (a) e (g) PA (↓) + P1 (S –a) (↓) – P2S (↑) – CA (↑) – cA (↑) = 0 Variantes (b) e (h) -PA (↑) – P1S (↑) + P2 (S – a) (↓) + CA (↓) + cA (↓) = 0 Variantes (c) e (e) PA (↓) - P1S (↑) + P2 (S – a) (↓) – CA(↑) – cA(↑) = 0 Variantes (d) e (f) -PA (↑) + P1 (S – a) (↓) – P2S (↑) + CA (↓) + cA (↓) = 0 onde: P = Pressão de ar máxima no atuador; P1 = Pressão a montante da válvula; P2 = Pressão a jusante da válvula; A = Área efetiva do atuador; a = Área da haste da válvula; S = Área da sede; C = Variação de pressão da mola ao longo do curso (em 3 –15 = 12psig); c = Ajuste inicial da mola em psi. Nos casos das válvulas de sede dupla, o procedimento é o mesmo, porém, em vez de entrar o valor S, entrará a diferença de área entre as sedes superior e inferior. Queda de pressão No cálculo do atuador, como fator de segurança, recomenda-se o seu cálculo na pior das situações, quanto a força de desequilíbrio estático sobre o obturador. Essa situação, encontra-se quando o ∆P é máximo, ou seja quando P2 = 0 e portanto ∆P = P1 . A área de “a” da haste da válvula, somente se considera em válvulas de pequeno diâmetros onde esta área é uma porcentagem apreciável da ares “S”. Força de Assentamento Embora a força de assentamento requerida dependa de diversos fatores, tais como, o tipo de acabamento, material das sedes, etc, na maioria dos casos, nas válvulas de sede simples a seguinte fórmula tem apresentado ótimos resultados:

)CcP(A31Fou)CAcA(PA

31F SS −−=+−=

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onde: FS = força de assentamento, entra nas equações de equilíbrio como tendendo a abrir a válvula. Assim, nas alternativas (a) e (g) ficaria a seguinte equação:

PA (↓) + P1 (S –a) (↓) – P2S (↑) – CA (↑) – cA (↑) - 31 A (P – c –C) (↑) = 0

Ou 2/3 A (P – C –c) (↓) + P1 (S –a) (↓) - P2S (↑) = 0 Exemplo de cálculo de um atuador Condições de Operação: P1 = 150 psi; P2 = 50 psi. Diâmetro do orifício = 3” onde S = 7,068 pol2 e a = 0,196 pol2; Atuação – grupo A, sentido de fluxo classe 2; Ar de alimentação – 30 psi; Faixa de atuação 3 – 15 psi.

PA – P1S (S –a) – CA – cA - 31 A (P – c –C) (↑) = 0

Desprezando a área da haste e a considerando como pressão diferencial 150 psi (P2 = 0) teremos;

PA - P1S - CA - cA - 31 PA +

31 Ac +

31 AC = 0

A (P – C – c - 31 P +

31 c +

31 C) - P1S = 0

A (32 P -

32 C -

32 c) = P1S A (

32 30 -

32 12 -

32 3) = 150x7,068

A = 106 pol2 de área efetiva que deverá ter atuador, ou o superior mais próximo.

SENAI 82


Análise das variantes com relação à ação da válvula e direção do fluxo a) As alternativas “a”, “b”, “c” e “d” de classe 1 dos grupos A e B onde o fluxo tende a fechar a válvula, devem ser evitadas sempre que possível. Nestas condições, o obturador tende a instabilidade (principalmente quando se encontra perto da posição de fechamento). Este problema não é sério, em se tratando de válvulas atuando em controle biestável. b) As alternativas “e”, “f” de classe 2, grupo A, onde o fluxo tende a abrir a válvula e o ar no atuador a fechar, são as mais favoráveis para suportar altas quedas de pressão através da válvula. A direção do fluxo torna o obturador estável e o fato de o ar fechar a válvula, torna possível trabalhar com faixas de mola baixas e alimentação de ar alta. Exemplo: faixa do atuador, 3 – 15 psi. Alimentação de ar, 35 psi. Neste caso teremos 35 - 15 = 25 psi vezes a área do diafragma para contrabalançar a queda de pressão. c) As alternativas “g” e “f” de classe 2 do grupo B onde o fluxo tende a abrir e o ar no atuador também abre a válvula possuem boa estabilidade. O único problema reside em que a queda de pressão deverá ser suportada pelo ajuste inicial da mola. No caso de um atuador com faixa 3 – 15 psi, a queda de pressão fica limitada à correspondente a 3 psi vezes a área do diafragma. Esta mesma mola poderia elevar-se para uma faixa de 6 a 18psi (ajuste inicial alto) o que no caso dobra a queda de pressão permitida na válvula. Faixas de mola tais como 6 – 30 psi etc, são usadas nestes casos. Vamos agora realizar uma análise completa em função de um exemplo prático. Seja uma válvula de controle globo sede simples de 4” de diâmetro, 100 psi de queda de pressão e atuador tamanho 630. Analisaremos os casos fluxo fecha e fluxo abre. A figura a seguir nos mostra o gráfico de forças de desequilíbrio estático agindo no obturador da válvula. A figura a seguir nos mostra o resultado caso o fluxo tenda a fechar a válvula,e também nos mostra o fluxo caso tenda abrir a válvula.

SENAI 83


Forças de desequilíbrio estático Agora, se somarmos a essa força, aquela proveniente da mola do atuador, obtemos o gráfico dado na figura seguinte. Como estas forças são iguais e em direção opostas a força desenvolvida pelo atuador, as curvas A e B do gráfico a seguir, também representam a força do atuador, ou seja: FA = P • A = FM + FDE Onde: FA = Força do atuador; FM = Força da mola; FDE = Força de desequilíbrio estático; A = Área efetiva do diafragma em cada ponto do curso.

SENAI 84


Gráfico da força de desequilíbrio mais força da mola No próximo gráfico temos a curva de variação da área efetiva do atuador tamanho 630 em função do curso da válvula, dividindo o valor da força das curvas A e B pela área efetiva (nos pontos do curso, correspondente), acharemos a pressão no atuador em função do curso, ou seja: P = FA / A em psi. Calculando o valor de P para diversos pontos do curso. Teremos como resultado as curvas dadas no gráfico (característica dinâmica do atuador), onde a curva 1, seria a ideal enquanto que as (a) e (b) são as curvas de uma válvula classe 1 grupo A e uma classe 2, grupo A, respectivamente.

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Gráfico da variação da área efetiva do diafragma x curso da válvula

SENAI 86


Característica dinâmica do atuador A partir do exposto, podemos concluir o seguinte: d) Como podemos observar, seria impossível operar com a válvula nestas condições, pois com faixa de mola 3 15 psi a válvula mesmo com pressão 0 (zero) no atuador somente abriria 0,32” de seu curso. Isto seria facilmente resolvido aumentando o ajuste inicial da mola, ou seja, correndo a curva (a) para a direita. Porém, resta um problema, a faixa de operação desta fica muito estreita, aproximadamente 7,2 psi, o que conseqüentemente leva a válvula a trabalhar sem estabilidade. e) Analisando a curva (b), vemos que a válvula somente começaria a fechar com 6,5 psi e fecharia totalmente com 24,8 psi, diminuindo o ajuste inicial da mola, correremos esta para a esquerda; mesmo assim, um controlador com saída de 18 psi, ainda não conseguiria fechar completamente a válvula. Portanto um controlador com faixa de 0 – 25 psi seria ideal. O formato da curva, apesar de não ser uma reta, é do tipo estável.

SENAI 87


Cálculo do Atuador Pneumático Tipo Pistão O procedimento para o dimensionamento de um atuador pneumático tipo pistão, utilizado para acionar as válvulas tipo rotativas (borboleta e esfera), é realizado de forma diferente do visto no caso dos atuadores pneumáticos tipo mola diafragma, utilizados para acionar as válvulas de deslocamento linear. No caso das válvulas de deslocamento rotativo da haste ou eixo, (como seria mais adequada a denominação da haste nesse tipo de válvula), nos referimos a torque ao invés de força. O seu cálculo realiza-se geralmente por meio de soluções gráficas, inclusive de forma mais simples que o procedimento de cálculo utilizado para os atuadores das válvulas de deslocamento linear da haste. No cálculo do torque necessário à operação da válvula rotativa, devemos considerar dois casos distintos: cálculo do torque para assento metal-metal, e cálculo do torque para assento composto. Portanto, no caso das válvulas borboletas e esfera, cuja construção pode ser com ambos os tipos de assento, tal diferenciação tem que ser levada em consideração, quando do procedimento para o cálculo do torque de operação. Cálculo do torque da válvula borboleta com assento metal-metal Para o selecionar o torque necessário produzido pelo atuador pneumático, deve-se conhecer antes o torque dinâmico desenvolvido pelo fluido no disco da válvula, bem como os atritos nos rolamentos e gaxetas. Através do gráfico a seguir, obtém-se de forma simples e rápida, o “torque combinado”, assim denominado por nele já considerar os atritos dos rolamentos, gaxetas e descontrabalanço do disco. Exemplo Dados: Diâmetro da válvula: 6”; Abertura máxima: 60°; Queda da pressão: a 60° = 3 psi; A 0° = 25 psi. Com o auxílio do gráfico abaixo, traçando uma linha vertical do ângulo de abertura 60° até a curva referente ao diâmetro da válvula, ou seja, 6” e daí uma linha horizontal até

SENAI 88


o eixo do torque combinado, obtemos o valor de 28 lb x polegadas por psi diferencial. Para nosso caso, onde a queda de pressão é igual a 3 psi, temos: Torque combinado : (TC) a 60° = 28x3 = 84 lbxpol. Para a abertura mínima (0°), toma-se o valor da abertura de 20° como mínimo, pois abaixo deste, o torque combinado seria menor que o próprio atrito da gaxeta e buchas de guia. Torque combinado: (TC) a 20° = 5,3x25 = 132,5 lbxpol. Para efeito do dimensionamento do atuador, deve-se adotar o maior dos valores, no caso, TC = 132,5 lbxpol.

Gráfico do torque combinado x abertura da válvula borboleta

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Cálculo do torque da válvula borboleta com assento composto. Nos casos onde se exige uma vedação perfeita, utiliza-se um assentamento composto ou também denominado de resiliente, o qual produz, estando a válvula na posição fechada um elevado torque, denominado por “torque de assentamento”. Além deste, há uma soma de outra parcela menor, que provém da vedação primária. Este torque de assentamento, mais o torque de fricção, são mostrados no gráfico anterior, em função da máxima queda de pressão através da válvula, estando esta totalmente fechada. Para a determinação do tamanho do atuador, devem ser considerados os torques combinados e de assentamento, selecionando-se sempre o maior entre eles. Exemplo: Utilizando-se os dados do exemplo anterior, obtemos através do gráfico da figura anterior, o torque de assentamento para a queda de pressão a 0° de abertura. Torque de assentamento (T.A.) = 480 lbxpol. Comparando-se este valor com o obtido através do cálculo de torque combinado, verifica-se que neste caso, o torque de assentamento é o maior e por ele é que deve-se determinar o atuador.

SENAI 90


Gráfico de Torque de Assentamento x Máxima Pressão Diferencial, numa válvula borboleta com assentamento composto Exercícios 1 – De que parâmetros depende a especificação do tipo de atuador de um válvula de controle ? 2 – Faça uma comparação da aplicação do atuador pneumático com mola e o atuador pneumático sem mola. 3 – Identifique o grupo e a classe de operação de uma válvula de controle. 4 – Calcule a faixa de pressão de operação de um atuador pneumático. Dados: Diâmetro do corpo da válvula = 4”; Orifício integral; Classe 300 libras; Condição anormal ∆P = 120 psi; Fluxo abre; Normal aberta; Interno = 3,250”;

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Área = 8,2957 pol2. 5 – Calcule a força resultante nas sedes referentes a válvula de controle apresentado na figura abaixo. Dados: Pressão montante = 30 kgf/cm2. Diâmetro das sedes: Diâmetro maior = 45 mm; Diâmetro menor = 42 mm. Áreas das sedes: Área maior = 15.89 cm2; Área menor = 13,84 cm2. Material da sede = Aço inox 316; Material do plugue = Aço Inox 316. 6 – calcule a força de assentamento referente ao exercício anterior. Sabendo-se que a mola exerce uma força de 100 kgf. Fa = _________kgf

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Válvula de controle globo sede dupla Calibração do atuador pneumático com mola Objetivo: desmontagem, montagem e calibração do atuador pneumático com mola. Procedimento:

SENAI 93


1 – Antes de iniciar a desmontagem do atuador, alivie toda a pressão da mola de ajuste. Figura a seguir; 2 – Afrouxe a contra porca (haste) 18 e a porca (haste) 17, e desroqueie a haste do obturador da haste do atuador; 3 – Desrosqueie a contra- porca de fixação (atuador/válvula) 19 e separe o atuador do corpo da válvula; 4 – Remova os parafusos (tampa) 15 e porcas (tampas) 13 e suspenda a tampa 16, retirando-a; 5 – Retire o Diafragma 14;

6 – Retire o prato (diafragma) 11 juntamente com a haste 5, se desejar separar estas peças, posteriormente, remova o parafuso (haste) 12.

7 – Retire a mola 10 e o prato (mola) 7;

8 – Para desmontagem completa, desrosqueie o regulador (mola) 6 da torre 1;

9 – Verifique os internos e monte o atuador;

10 – Calibre a partida do atuador.

Atuador pneumático com mola

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Exercícios

1 – Calcule a força da mola para um sinal de entrada de 3 psi.

2 – Qual o curso do atuador estudado ?

SENAI 95


SENAI 97

Características de vazão A escolha adequada da característica de vazão de uma válvula de controle, em função da sua aplicação em um determinado processo, continua sendo um assunto não somente bastante complexo como principalmente muito controvertido. Inúmeros trabalhos publicados por eminentes pesquisadores sobre o assunto não foram o suficiente para termos uma solução teórica, digna de total crédito. Os problemas a serem resolvidos são realmente complexos, começando pelo próprio dilema de qual deve ser a fração da queda de pressão total do sistema que deve ser absorvida pela válvula de controle. E ainda, face às interferências instaladas no sistema, como a própria tubulação, desvio, reduções, equipamentos, malha de controle, etc. Nosso objetivo, é o de definir diversos parâmetros principais, explicar as suas diferenças e dar algumas regras práticas que possam auxiliar na escolha da correta característica de vazão de uma válvula de controle. Antes de iniciarmos, porém, devemos salientar que a seleção da característica de vazão de uma válvula não é um problema apenas relativo à válvula, mas também ao sistema de controle completo e instalação. Características de vazão Como tivemos a oportunidade de observar no item referente aos internos da válvula, o obturador, conforme desloca-se, produz uma área de passagem que possui uma determinada relação característica entre a fração do curso da válvula e a correspondente vazão que escoa através dela. A essa relação deu-se o nome de característica de vazão da válvula.


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Por outro lado, sabemos também que, a vazão que escoa através de uma válvula varia com a pressão diferencial através dela, e portanto tal variação da pressão diferencial deve afetar a característica de vazão. Assim sendo, definem-se dois tipos de características de vazão: inerente e instalada. A característica de vazão inerente é definida como sendo a relação existente entre a vazão que escoa através da válvula e a variação percentual do curso, quando se mantém constante a pressão diferencial através da válvula. Em outras palavras, poderíamos dizer que se trata da relação entre a vazão através da válvula e o correspondente sinal do controlador, sob pressão diferencial constante, através da válvula. Por outro lado, a característica de vazão instalada é definida como sendo a real característica de vazão, sob condições reais de operação, onde a pressão diferencial não é mantida constante. Do fato da pressão diferencial, através da válvula num determinado sistema de controle de processo, nunca mantém-se constante, temos, quando da seleção da característica de vazão, pensar na característica de vazão instalada. As características de vazão fornecidas pelos fabricantes das válvulas de controle são inerentes, já que não possuem condições de simular toda e qualquer aplicação da válvula de controle. A característica de vazão inerente é a teórica, enquanto que a instalada é a prática. Alcance de faixa da válvula O alcance de faixa de uma válvula pode ser definido como sendo a relação entre a máxima e mínima vazões controláveis. Ele é obtido dividindo-se o coeficiente de vazão (em porcentagem) mínimo efetivo ou utilizável pelo coeficiente de vazão (em porcentagem) máximo efetivo ou utilizável. Da mesma forma que a característica de vazão, o alcance de faixa se define como alcance de faixa inerente e alcance de faixa instalado. O alcance de faixa inerente é determinado em condições de queda de pressão constante através da válvula, enquanto que o alcance de faixa instalado obtém-se em queda de pressão variável.


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O alcance de faixa inerente varia de válvula para válvula em função do estilo do corpo. Na válvula globo é da ordem de 50:1, na esfera de 50:1 até 100:1, na borboleta 20:1, etc.

Alcance de faixa de uma válvula de controle O alcance de faixa instalado pode também ser definido como sendo a relação entre o alcance de faixa inerente e a queda de pressão. Ele pode ser expresso por:

∆∆

=

1

2

2

10 P

P

QQ

R

onde: Q1 = vazão inicial Q2 = vazão final ∆P1 = queda de pressão à vazão inicial ∆P2 = queda de pressão na válvula à vazão final Por exemplo, devido aos requisitos do processo, a vazão pode diminuir de 100 a 25% enquanto que, a queda de pressão aumenta de 16 para 100%, o alcance de faixa instalada nesse caso seria de:


SENAI 100

1016

100 25

100R0 =

=

Características de vazão inerentes A característica de vazão é proporcionada pelo formato do obturador (caso das válvulas globo convencionais), ou pelo formato da janela da gaiola (caso das válvulas tipo gaiola) ou ainda pela posição do elemento vedante em relação à sede (caso das válvulas borboletas e esfera). Existem basicamente quatro tipos de características de vazão inerentes: a) Linear; b) Igual porcentagem (50:1); c) Parabólica modificada; d) Abertura rápida.

Características de vazão inerentes Características de vazão inerentes de

válvulas de controle não caracterizadas Característica de vazão inerente tipo linear É a característica pela quais iguais incrementos de curso determinam iguais variações de vazão. A sua expressão matemática é:


SENAI 101

SsS

QmáxQ ∆

=

∆P = constante onde: Q = vazão correspondente a um sinal S qualquer do instrumento; Qmáx = vazão correspondente, estando a válvula totalmente aberta;

∆S = Sc – S = variação do sinal em relação ao sinal do instrumento, correspondente à posição de fechamento da válvula;

Sc = sinal do instrumento correspondente à posição de fechamento da válvula. S = sinal do instrumento; Ss = Sc – So = amplitude do sinal do instrumento;

So = sinal do instrumento correspondente à posição de abertura total da válvula.

A sua forma é a de uma reta de declive unitário e constante em qualquer trecho do seu curso. Lembramos que, define-se como declive de uma curva a tangente do seu ângulo com o eixo horizontal, conforme a figura abaixo:

Característica de vazão inerente tipo linear Assim, se escolhermos três trechos nessa curva e verificarmos o seu declive, teremos:

Trecho 1: Declive = tg θ1 = tg θ = 11010

XXQQ

ACAB

2030

2030 ==−−

=


SENAI 102


XXQQ

DFDE

5060

5060 ==−−

=


XXQQ

GIGH

8090

8090 ==−−

=

Verificamos, portanto, que em qualquer trecho dessa característica de vazão, o declive é constante e unitário. Vamos introduzir, nesta altura, um novo parâmetro: o ganho ou sensibilidade da válvula. Define-se como ganho ou sensibilidade da válvula a relação entre a variação na vazão e a correspondente variação do curso, ou seja:

XQ

curso no variaçãovazão da variaçãoKc

∆∆

==

Podemos então constatar que o ganho da válvula é o próprio declive da curva da sua característica de vazão, e portanto o ganho produzido por uma válvula com característica de vazão linear é constante e unitário. Característica de vazão inerente tipo Igual Porcentagem É a característica pela qual iguais incrementos do curso determinam variações da vazão mantém sempre a mesma porcentagem da vazão existente. A sua expressão matemática é:

−

∆

=

1Ss

S

RQmáx

Q

∆P = contante. onde: Q = vazão correspondente a um sinal S qualquer do instrumento; Qmáx = vazão correspondente, estando a válvula totalmente aberta;

∆S = Sc – S = variação do sinal em relação ao sinal do instrumento, correspondente à posição de fechamento da válvula;

Sc = sinal do instrumento correspondente à posição de fechamento da válvula. S = sinal do instrumento; Ss = Sc – So = amplitude do sinal do instrumento;

So = sinal do instrumento correspondente à posição de abertura total da válvula;


SENAI 103

R = Alcance de faixa. Nesta característica de vazão podemos constatar que sua curva não começa do ponto de vazão igual a zero. A resposta a isso está na própria definição deste tipo de característica, já que o aumento da vazão é uma porcentagem da vazão tida no momento, e esta nunca poderá ser nula, pois, caso contrário, um aumento porcentual sobre um valor zero continuará sendo zero. Desta forma, podemos ter infinitas curvas do tipo igual porcentagem, em função dessa vazão inicial para curso igual a zero, como podemos notar pela família de curvas igual porcentagem. Convém esclarecer desde já que essa vazão teórica tida para curso igual a zero, nada tem que ver com o vazamento através do assento quando a válvula estiver totalmente fechada.

Características de Vazão Inerentes Tipo Igual Porcentagem Todas as curvas apresentadas satisfazem a definição dada para a característica igual porcentagem. A característica de vazão inerente tipo igual porcentagem mais comumente utilizada é 50:1, ou seja, representa um característica cujo alcance de 100% de vazão (em 100% do curso) até 2% da vazão (em 0% de curso), isto é 100:2 ou como mais comumente conhecida, 50:1. Esse número nos fornece o valor do alcance de faixa da válvula. O alcance de faixa é definido como sendo a relação entre os valores máximo e mínimo em que a vazão da válvula acompanha a característica de vazão inerente, dentro do desvio máximo tolerável.


SENAI 104

Assim damos isoladamente a curva da característica inerente tipo igual porcentagem 50:1.

Característica de Vazão Inerente Tipo Igual Porcentagem 50:1 Vamos analisar, da mesma forma que fizemos para a característica linear, o declive ou ganho da característica de vazão igual porcentagem, em três trechos conforme sejam providas as correspondentes variações no curso da válvula.

Trecho 1: Declive = tg θ1 = 21,02030

00,420,6XXQQ

ACAB

2030

AB =−−

=−−

=


00,1400,21XXQQ

DFDE

5060

DE =−−

=−−

=


00,4500,67XXQQ

GIGH

8090

GH =−−

=−−

=

Verificamos portanto que na característica de vazão igual porcentagem o declive ou ganho da válvula é crescente, havendo um aumento de 220% entre os trechos 1 e 2 e de 900% entre os trechos 1 e 3.


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Característica de vazão inerente tipo Parabólica Modificada Trata-se de uma característica de vazão intermediária entre a linear e a igual porcentagem. Não possui uma definição exata, como as características anteriores, pelo fato der ser uma característica modificada. Matematicamente podemos definí-la por:

2

SsS23

SsS

QmáxQ

∆−

∆

=

∆P = constante. Novamente vamos analisar a variação do declive deste tipo de característica em relação aos três trechos, conforme a figura abaixo:

Característica de Vazão Inerente Tipo Parabólica Modificada


XXQQ

ACAB

2030

AB =−−

=−−

=


XXQQ

DFDE

5060

DE =−−

=−−

=


SENAI 106


XXQQ

GIGH

8090

GH =−−

=−−

=

Verificamos que, neste tipo de característica, o declive ou ganho da válvula é crescente. Entre os trechos 1 e 2, o aumento do ganho é de 140% enquanto que entre os trechos 1 e 3 é de 180%. Nota-se, portanto, que o aumento do ganho de uma válvula de controle com característica de vazão parabólica modificada é menos que o apresentado pela característica igual porcentagem. Característica de vazão inerente tipo Abertura Rápida Trata-se de uma característica que produz uma máxima variação de vazão através da válvula como o mínimo curso. Este tipo de válvula possibilita a passagem de quase que a totalidade da vazão nominal com apenas uma abertura de 25% do curso total. Não é definível matematicamente e sua curva é mostrada na figura abaixo, através da qual vamos analisar aproximadamente a variação do declive ou ganho.

Característica de Vazão Inerente Tipo Abertura Rápida


XXQQ

ACAB

2030

AB =−−

=−−

=


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XXQQ

DFDE

5060

DE =−−

=−−

=


XXQQ

GIGH

8090

GH =−−

=−−

=

Verifica-se assim, que a característica de vazão tipo abertura rápida possui um declive ou ganho decrescente. Análise comparativa das características de vazão para aplicações de controle Em face do exposto no item anterior, podemos concluir que existem características de vazão inerentes com ganho constante (linear), crescente (igual porcentagem e parabólica modificada) e decrescente (abertura rápida). Para podermos realizar uma análise mais detalhada das particularidades das diferenças nos ganhos dessas características de vazão, vamos analisar o sistema de controle genérico abaixo:

Diagrama de blocos de um sistema de controle onde: K = ganho do controlador; KV = ganho do atuador da válvula;

KC = ganho da característica de vazão, ou ganho da válvula; KP = ganho do processo; GP = função de transferência do processo; KT = ganho do transmissor; GT = função de transferência do transmissor.


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A característica de vazão adequadamente selecionada deve contribuir de forma a que o ganho de malha aberta seja constante, com o que obteremos um sistema de controle dinamicamente estável a qualquer variação de carga. Devemos esclarecer que se define como ganho de malha aberta o ganho do sistema de controle em malha aberta e é determinado pelo produto dos ganhos individuais de cada elementos do sistema. Desta forma, o ganho de malha aberta do nosso sistema de controle é: K . KV . KC . KP . KT = KL = constante onde: KL = ganho em malha aberta. Na expressão temos que K (ganho do controlador), KV (ganho do atuador da válvula) e KT (ganho do transmissor), são essencialmente constantes em toda a sua faixa de aplicação. Assim, o ganho da válvula (KC) ou o ganho do processo (KP) são variáveis significativas que devem compensar-se entre si, se quisermos obter um controle estável. Como esses ganhos não foram compensados, torna-se necessário o reajuste do ganho do controlador para obtermos a compensação. Isso é possível apenas teoricamente, pois na prática seria impossível reajustarmos todos os controladores de uma planta, simultaneamente, sempre que se ocorre as variações de carga no processo. A única forma adequada de se realizar essa compensação, sem mexer na instrumentação, é selecionar uma característica de vazão para a válvula de controle tal que venha a produzir uma compensação no ganho do processo de forma a tornar o controle estável. A seguir vamos compor uma análise das quatro características de vazão em função dos seus respectivos ganhos ou sensibilidades. a) A característica de vazão tipo abertura rápida produz um ganho muito alto a baixas aberturas do curso e um ganho muito baixo em aberturas acima de 60% do curso total. Tal particularidade de ganho decrescente, conforme aumenta a vazão, é inadequada para utilização em aplicações nas quais seja necessário um controle do tipo modulado. Portanto, a característica de vazão tipo abertura rápida destina-se apenas para aplicações em controle do tipo biestável, na qual a válvula assume apenas duas posições: toda aberta ou toda fechada.


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b) A característica de vazão tipo linear produz um ganho constante em todo o curso da válvula. É portanto (do ponto de vista teórico) a característica de vazão mais aconselhável para as aplicações em controle modulado. c) As características de vazão tipo igual porcentagem e parabólica modificada produzem ganhos crescentes, isto é, o seu ganho é baixo no início da abertura da válvula e vai aumentando conforme aumenta a abertura da válvula. Na característica igual porcentagem tal ganho crescente é mais pronunciado que na característica parabólica modificada. Em princípio, tais características de vazão foram introduzidas para produzirem uma melhor compensação no ganho do sistema, caso o processo não fosse linear Nesse caso, se utilizássemos uma válvula linear, esta não teria condições de compensar o ganho variável do processo. Desta forma, deveremos introduzir um a não linearidade através de uma válvula linear (de característica igual porcentagem ou parabólica modificada) para compensar os ganhos variáveis do processo e tender à linearização do sistema todo. Como veremos mais adiante, a utilização destas características de vazão não lineares são amplamente recomendadas mesmo em processos lineares, pois existem outros fatores dinâmicos que produzem sensíveis alterações nas características de vazão inerentes. Características de vazão instalada Instalada a válvula de controle no processo, a sua característica de vazão inerente sofre profundas alterações. O grau de alterações depende do processo em função do tipo de instalação, resistências relativas ao fluido, etc. Nessa situação, a característica de vazão inerente passa a denominar-se de característica de vazão instalada. Vamos apresentar algumas significantes alterações que as características de vazão inerentes sofrem. No gráfico a seguir vemos a distribuição das perdas de pressão do sistema e a correspondente pressão diferencial destinada a ser absorvida pela válvula.


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Sistema de bombeamento utilizado para o estudo das Características de vazão instalada.

Distribuição das perdas de pressão no sistema Dependendo da relação (Pr) entre a queda de pressão através da válvula e a queda de pressão total do sistema, a característica de vazão instalada pode alterar-se consideravelmente e, o que é mais interessante, é que se a característica de vazão inerente for linear, esta tende a abertura rápida conforme a relação Pr diminua, enquanto que as características inerentes igual porcentagem e parabólica modificada, tendem a linear conforme os gráficos a seguir:


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Embora, para podermos afirmar categoricamente qual a melhor característica de vazão instalada devemos realizar um levantamento completo das perdas de pressão do sistema, pode-se concluir que, do fato da característica de vazão instalada tipo linear ser a melhor solução para a estabilidade do processo, na maioria dos casos a melhor escolha seria uma característica de vazão inerente tipo igual porcentagem ou a do tipo parabólica modificada, pois apresentam uma tendência, uma vez instaladas, para linearização. Isto ocorre, convém lembrar, sempre que não seja a válvula de controle que absorve a maior parte da queda de pressão do sistema. Vemos portanto que quanto da queda de pressão disponível pelo sistema é absorvida pela válvula, é um fator importantíssimo para a característica de vazão instalada e portanto para o sucesso do controle. Queda de pressão através da válvula de controle No escoamento de um fluxo, através de uma válvula de controle, existem algumas constantes físicas bem determinadas ou de fácil determinação. Outras são obtidas através de procedimentos de cálculos ou assumidas, em caso extremo, sem que isso modifique apreciavelmente os valores referentes ao cálculo da válvula. Uma consideração muito importante para a característica de vazão, e para o dimensionamento, é a queda de pressão através da válvula. O procedimento para sua determinação, dependendo do tipo de sistema, pode ser simples ou complexo, prevalecendo este na maioria das aplicações industriais. Existem basicamente dois tipos de sistemas a serem considerados: sistema de queda de pressão constante e sistema de queda de pressão variável. Em qualquer um deles, a queda de pressão total é absorvida pelas perdas estáticas e dinâmicas que ocorrem no sistema. A queda de pressão através da válvula é uma parte das perdas dinâmicas. O valor relativo da queda de pressão na válvula para a queda de pressão total do sistema é fator preponderante, como já vimos, na seleção da característica de vazão da válvula. Sistema de pressão constante Um sistema de pressão constante é aquele no qual o fluxo escoa, por exemplo, de um reservatório para outro, sem a utilização de nenhum meio impulsor, digamos uma bomba, que faça a pressão aumentar entre os dois reservatórios. As pressões nos dois


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reservatórios são impostas pelo processo e permanecem relativamente constantes. Um outro exemplo, seria um sistema com descarga de bomba controlada por uma válvula reguladora de pressão.

Sistema de pressão constante A queda de pressão disponível para ser absorvida pela válvula de controle num sistema de pressão constante é fácil de ser determinada. Ela é simplesmente a diferença entre as duas pressões terminais nos reservatórios mais ou menos a diferença na elevação, menos as perdas dinâmicas (perdas por atrito) na linha. Isso pode ser numericamente expresso por:

F)hG(433,0)PP(P RS −±−=∆

onde: ∆P = queda de pressão através da válvula (psig); PS = pressão do vaso de alimentação (psig);


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PR = pressão do vaso coletor (psig); h = diferença da cota de elevação (pés do fluido); G = peso específico relativo do fluido à temperatura de fluxo; F = perdas dinâmicas do sistema (psig). Sistema de pressão variável Um sistema de pressão variável é, por exemplo, similar ao dado no item anterior, com a exceção de que este utiliza uma bomba para aumentar a pressão do sistema. A queda de pressão disponível para a válvula de controle, determina-se de forma similar a anterior, através da seguinte expressão:

F)hG(433,0)PP(P R −±−=∆

Sistema de pressão variável


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onde: P é a pressão de saída da bomba e que neste caso substitui a PS do exemplo anterior. O valor de P é uma função da curva característica da bomba e é determinada pela interseção desta curva com o valor da máxima vazão do processo. Através da referida figura podemos sentir que a queda de pressão disponível para ser absorvida pela válvula é muito maior à vazão mínima do que as perdas por atrito na linha são menores a vazões mínimas, além de também a pressão de descarga da bomba ser maior para baixos regimes de fluxo. Como selecionar a característica de vazão Face a todo o exposto, podemos ter agora uma idéia, pelo menos da complexidade do assunto e da existência de diversas experiências, das quais foram obtidos dados práticos de muita importância. Para estabelecer-se de forma correta a adequada característica de vazão, na realidade há necessidade de uma análise dinâmica do sistema, verificando-se a queda de pressão real a ser obtido por meio do levantamento das curvas da bomba e das perdas localizadas. Na tabela segui são mostradas de forma resumida, algumas regras práticas que eventualmente podem auxiliar na seleção da adequada característica de vazão. Tais regras devem apenas ser utilizadas com devidas precauções, já que como dissemos anteriormente, apenas uma análise dinâmica do sistema é que pode de forma correta nos indicar qual a característica de vazão recomendada para termos um sistema de controle estável. A experiência e inúmeras análises realizadas nos mostram que é melhor, em casos de dúvida, escolhermos a característica igual porcentagem ou a parabólica modificada. Utilizando-se de uma característica de vazão linear onde, por exemplo, uma igual porcentagem seria bem melhor, geralmente nos conduz a um sistema instável. Contudo, a recíproca raramente produz instabilidade no sistema.


SENAI 116

Variável do processo a ser controlada

Condições do processo Característica de vazão a ser utilizada

Nível Líquido Queda de pressão

constante. Linear

Diminuindo a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for maior que 20% da queda de pressão à vazão mínima.

Linear

Diminuindo a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for maior que 20% da queda de pressão à vazão mínima.

Igual porcentagem / Parabólica modificada

Aumentando a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for menor que 200% da queda de pressão à vazão mínima.

Linear

Aumentando a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for menor que 200% da queda de pressão à vazão mínima.

Abertura Rápida

Pressão Líquido Igual porcentagem /

Parabólica modificada

Gases. Sistemas rápidos:

Igual porcentagem /


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volume pequeno, trecho de menos de 3 metros de tubulação à jusante da válvula de controle.

Parabólica modificada

Gases. Sistemas lentos: volume grande (o processo possui um receptor, sistema de distribuição ou linha de transmissão excedendo à 30 metros de tubulação à jusante). Diminuindo a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for maior que 20% da queda de pressão à vazão mínima.

Linear

Gases. Sistemas lentos, volume grande. Diminuindo a queda de pressão com o aumento da vazão: se a queda de pressão à vazão máxima for maior que 20% da queda de pressão à vazão mínima.


Vazão Sinal do elemento primário

de medição proporcional ao fluxo. Grandes variações de fluxo.

a) Elemento primário instalado em série com a válvula de controle.

Linear

b) Elemento primário instalado no contorno da válvula de controle.

Linear

Pequenas variações de


SENAI 118

fluxo, porém grandes variações da queda de pressão com o aumento da vazão.





Sinal do elemento primário de medição proporcional ao quadrado do fluxo. Grandes variações do fluxo.


Linear



Pequenas variações do fluxo, porém grandes variações da queda de pressão com o aumento da vazão.





Tabela – Guia Prático para seleção da Característica de Vazão Exercícios 1. Qual o tipo de característica que apresenta: a) ganho crescente


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b) ganho descrescente c) ganho constante 2. Calcule a vazão inerente que escoará pela válvula de controle cuja vazão máxima

é de 10.000 m3/h. Dados da válvula: Característica de vazão: igual porcentagem (=%) Rangeabilidade: 50:1 Ação: Ar para fechar (NA) Sinal: 3 a 15 psig Sinal: 10 psig 3. Calcule a vazão inerente que escorará por uma válvula de controle quando a

mesma estiver com 80% de abertura. Dados: Qmáx = 1000 GPM Característica de vazão: linear 4. Nos processos abaixo as duas válvulas são de características igual porcentagem e

com rangeabilidade 50:1. a) Determine graficamente a curva característica efetiva das duas válvulas. Y% Qi% Qr% 0 60 100 Y% Qi% Qr% 0 60 100 b) Qual das duas apresenta curva efetiva mais próxima da curva linear? c) As duas válvulas podem ser substituídas por válvulas com características linear. Por que? 5. Uma bomba centrífuga recalca um fluído para um trocador de calor. Em máxima

vazão a pressão é de 250 psi. Também em máxima vazão as perdas na linha são


SENAI 120

de 45 psi. A perda no trocador é de 150 psi e a pressão de saída da válvula é de 15 psi. Haverá condições de controle? Por que?

6. Uma válvula de controle está instalada em uma linha cuja vazão máxima é de 600

gal/min (total/aberta) e a característica da válvula é linear. Calcule o ganho (KV) est. em valores reais de engenharia.

Equação: %100

FmáxKV =

Verificar as condições de funcionamento das válvulas de planta piloto Procedimento: 1. Levante a curva da característica de vazão instalada da FCU-100 da planta piloto. 2. Escolha e justifique a característica de vazão da válvula de controle PCV-200 E. E. PCV-200A da planta piloto. 3. Meça a perda de carga na válvula de controle FCV-100, calcule a relação “PR” e

verifique as condições de controle.


SENAI 121

Dimensionamento de válvulas de controle

O cálculo do diâmetro de uma válvula consiste em determinar, em funções dos dados necessários, um coeficiente de vazão, denominado de CV . Estes dados necessários, são as variáveis do processo e outros, conforme descreveremos no item seguinte. Antes de prosseguimos porém, devemos salientar que é de vital importância lembrar que a primeira etapa, para o correto dimensionamento do diâmetro de uma válvula, está na informação correta das variáveis de processo, tais como pressão, vazão, temperatura, etc, pois em nada adiantaria, tentarmos utilizar as equações mais aprimoradas possíveis, a fim de minimizar o erro (pois todo modelo matemático é uma representação aproximada do modelo físico real), quando estaríamos cometendo erros muito maiores na obtenção dos valores dessas variáveis de processo. Dados necessários para o cálculo As informações necessárias para o dimensionamento de uma válvula de controle, podem ser agrupadas em vários itens a saber: Dados quanto ao fluxo a) Vazão (máxima, normal e mínima); b) Pressão a montante (P1) e à jusante (P2) para vazão máxima, normal e mínima; c) Temperatura do fluxo. Dados quanto ao fluido a) Identificação do fluido; b) Estado de fase do fluido (líquido, gasoso, mistura de fases); c) Densidade, peso específico ou peso molecular; d) Viscosidade (para líquidos);


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e) Pressão de vaporização (para líquidos). Dados quanto à influência da tubulação a) Diâmetro da tubulação. Análise dinâmica do fluxo através da válvula Neste item vamos apenas comentar, de forma resumida, o que ocorre, quando um fluido incompressível em movimento passa através de uma válvula.

Esquema do comportamento da pressão e velocidade de um fluxo líquido escoando através de uma válvula de controle.


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O fluxo ao entrar no interior da válvula de controle, passa por um processo de transformação de energia, o qual segue os princípios físicos de conservação da massa e da energia. Vamos considerar que o nosso fluido seja líquido (fluido incompressível) é quando passa por uma restrição, a sua velocidade aumenta. Essa energia adicional, surgida durante a passagem do fluxo pela sede da válvula, deve-se a transformação de energia, referentes à pressão do fluido a qual diminui simultaneamente ao aumento de velocidade conforme mostra a figura anterior. Após a passagem do fluido pela sede, a velocidade volta ao seu valor anterior, enquanto que a pressão recupera-se um pouco, porém mantém-se a um valor inferior ao que tinha antes da entrada do fluido pela válvula. Essa diferença entre pressões à montante, P1 e a jusante P2, é denominada queda de pressão. A energia não recuperada transformou-se em calor, e, principalmente, ruído, devido ao atrito do fluxo com as paredes e partes internas da válvula. Partindo-se da equação da continuidade e da equação da conservação de energia, obtém-se a clássica equação básica para o fluxo incompressível passando através de uma restrição qualquer na linha: (1)

GPP

K.A1,38Q VC1 −=

onde A, é a área (Pol2) da passagem da restrição; K é um coeficiente de vazão

adimensional; G é a densidade relativa do fluido referida a água; Q é a vazão em galões por minuto (GPM). A pressão diferencial = P1 - PVC, representa a queda de pressão entre o ponto 1 na entrada da válvula e o ponto de pressão mínima (ponto VC), onde a veia do fluido possui área mínima, ponto denominado de “vena contracta”. Pelo fato de nas válvulas de controle ser impraticável a medição da pressão no ponto da “vena contracta”, visto que ela é interior à válvula, devemos escolher um ponto mais adiante. Por exemplo, a pressão no ponto 2, logo após a conexão de saída da válvula, poderia ser introduzida na equação fundamental 1, desde que devidamente corrigida. Essa correção poderia ser feita caso fosse introduzido um fator que levasse em conta a recuperação de pressão entre o ponto da “vena contracta” e o ponto de medição real, ou seja P2 – PVC. Assim sendo, denomina-se por FL a esse fator de correção, o qual é dado por:


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(2)

VC1

21L PP

PPF−−

=

Substituindo (1) e (2), temos: (3)

GPP

FKA1,38Q 21

L

−

=

O termo entre parêntesis, no caso da válvula de controle, é substituído pelo coeficiente Cv, ficando: (4)

GPCQ V

∆=

Que representa a equação básica do dimensionamento em líquidos. Esta também foi a equação padronizada pelo “Fluid Controls Institute”, (FCI), conforme a sua “Recommended Voluntary Standard Formulas for Sizing Control Valves”, FIC 62-1, em 1962 e amplamente utilizada infelizmente com pouco conhecimento das suas limitações como veremos mais adiante. Coeficiente de vazão Define-se por CV o “número de galões de água em condições normais, que passam por minuto, através da válvula mantendo-se um queda de pressão de 1psi”. Esse coeficiente obtido experimentalmente, embora seja definido em função da capacidade de água, utiliza-se também para definir a capacidade de fluidos compressíveis, tais como gases e vapores. Basicamente, o cálculo do diâmetro de uma válvula de controle, consiste em utilizar a equação adequada, calcular o coeficiente de vazão CV e através das tabelas de CV , escolher um de valor sempre maior que o obtido via cálculo, verificando-se então, qual o diâmetro de válvula correspondente a esse CV escolhido. Desde já, temos que diferenciar esses dois coeficientes. O primeiro é o CV Calculado e o segundo é o CV

nominal.


SENAI 125

A seleção do CV nominal em função do CV calculado é acompanhado de certo critério em função do tipo de válvula e, principalmente, de características de vazão instalada tida pela válvula. Fórmulas gerais para o cálculo da capacidade de vazão da válvula. Esta é a parte relacionada ao cálculo do coeficiente de vazão CV . A apresentação das equações divide-se em dois grupos conforme o fluxo, seja incompressível ou compressível. A formulação a ser apresentada é baseada no “Isa Standars Comitês on Control Valve Sinzing” de acordo com a norma ISA-S 39 oficializada em 1972 após cinco anos de trabalhos teóricos e experimentais, cujo objetivo foi o de proporcionar um método mais completo e exato para o cálculo de capacidade de vazão de uma válvula de controle. Em 1977, a referida norma foi homologada pela ANSI, e atualmente ela é denominada de ANSI, ISA S 75.01. Tal norma substitui a publicada pelo FCI em 1962 sob o número de FIC 62-1. A nova formulação padronizada pela ISA, surgiu em virtude do conhecimento, desde a época de sua publicação, que as fórmulas do FCI, não tinham amplitude de utilização total, já que falhavam em casos de válvulas de alta recuperação de pressão, fluxos críticos, líquidos viscosos, influência de tubulação, etc. Assim sendo, surgiram após 1962, uma série de novas equações e coeficientes recomendados para serem utilizados nos casos onde a formulação apresentada pelo FCI conduziam a significantes erros. Essas equações e coeficientes (recomendados por fabricantes e usuários), surgidas após a FCI 62-1, tiveram como base, um notório desenvolvimento do conhecimento teórico das transformações que ocorrem no fluido ao escoar através de uma válvula de controle, embora alguns ainda permaneçam bastante inseguros, como dos líquidos não Newtonianos e mistura de fase. O que, na realidade, basicamente executou o comitê S 39 da ISA foi a adaptação às equações do FCI, de uma série de coeficientes e fatores de correção, que já estavam em pleno processo de utilização no mundo inteiro, embora sem uma padronização que os oficializassem.


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Fluidos incompressíveis As equações a serem apresentadas foram baseadas na equação de Bernoulli para fluidos incompressíveis Newtonianos e portanto a eles são limitados. Define-se como fluido incompressível Newtoniano, aquele que ao movimentar-se mantém a sua densidade constante (característica do fluido incompressível) e no qual a força de tensão de cisalhamento e a deformação sejam diretamente proporcionais (característica do fluido Newtoniano). Os líquidos são um exemplo de fluido praticamente incompressíveis e assim serão considerados. O uso destas fórmulas para fluidos não Newtonianos (fluidos lamacentos, tintas, polímeros, misturas de fluidos, polpa de papel, melaço, etc) pode resultar na obtenção de valores sem exatidão. O procedimento de apresentação das fórmulas pela ANSI/ ISA S 75.01, foi o de utilizar uma fórmula básica para qualquer tipo de aplicação, em função de uma série de fatores de correção introduzidos. Também foram introduzidas as constantes numéricas para transformação da fórmula ao sistema de unidade métrica (SI). Fórmula geral de dimensionamento A vazão de um líquido Newtoniano escoando através de uma válvula de controle pode ser calculado mediante a seguinte equação geral: (5) Vazão Volumétrica

G|PPCFFFNQ 21

VRYP1−

=

Caso a vazão seja fornecida em unidades de peso, isto é LB/H, Kg/H, utilizaremos a seguinte equação: (6) Vazão Mássica

γPCFFFNW VRYP6 ∆=

A introdução da equação (6) embora não muito utilizável em aplicações de fluidos incompressíveis, pois nestes geralmente a sua vazão é medida em unidades volumétricas, é importante no caso de misturas de líquidos-gás e líquido-vapor, como teremos a oportunidade de mencionar mais adiante.


SENAI 127

N, constantes numéricas As constantes numéricas N1 e N6 dependem das unidades de medidas utilizadas. Valores para N1, assim como para outras constantes numéricas são dados na tabela da página 142. FP – Fator da geometria da tubulação adjacente A introdução do fator de correção FP, é devida ao efeito da geometria da tubulação anexa à válvula de controle. Como sabemos, na maioria das aplicações o diâmetro da válvula é menor que o diâmetro da tubulação na qual será instalada. Desta forma, faz-se necessário um arranjo conforme mostra a figura abaixo para a correta instalação da válvula.

Esquema de montagem de uma válvula de controle numa tubulação de maior diâmetro. A utilização das reduções de tubulação. Alteram a capacidade de vazão da válvula, já que haverá uma perda adicional de pressão, pois parte da energia de pressão será convertida em energia cinética, isto é, velocidade e portanto, a pressão real na entrada da válvula (ponto A) é menor que a pressão dada para efeito de cálculo, que é a pressão medida no ponto B.


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O valor do fator de Correção FP pode ser obtido através da seguinte equação: (7)

2

2V

2

P

dC

NK

1

1F

+

=∑

O termo ∑K representa a soma algébrica dos coeficientes de resistência da pressão

dinâmica (velocidade) introduzidos pelas reduções e/ou expansões, e pode ser calculado através da seguinte equação: (8)

2B1B21 KKKKK −++=∑

Alguma simplificação pode ser introduzida para a determinação dos coeficientes K e portanto, também do fator de correção FP, caso o cone de redução de entrada e o cone de expansão de saída forem do mesmo diâmetro, o que é bastante comum principalmente em fluidos incompressíveis. Nesse caso KB1 = KB2 e portanto anulam-se na equação (8). Caso contrário. Eles devem ser calculados mediante a equação: (9)

4

B Dd1K

−=

d = KB1

D = KB2 Para o cálculo dos coeficientes K1 e K2, se do mesmo diâmetro, utilizaremos as seguintes equações: (10)

2

2

2

21 Dd15.1KK

−=+

Se tivéssemos apenas um cone de redução na entrada, seria: (11)

2

2

2

1 Dd15.0K

−=

Caso tenhamos, apenas um cone de expansão na saída, então: (12)


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2

2

2

2 Dd10.1K

−=

d2 = Válvula D2 = Tubulação Para efeito de uma maior simplificação operacional, na tabela abaixo, são dados valores já calculados do fator de correção FP, caso ambos os cones (de entrada e de saída) sejam do mesmo diâmetro.

Valores Calculados de FP e XTP.

Nota: os valores calculados a dados na tabela acima, são para válvulas instaladas entre cones curtos de redução, assumindo-se que ambos os cones sejam do mesmo tamanho. A não utilização, da correção produzida pelo efeito da geometria da tubulação adjacente, nos casos de válvulas globo, não produz significantes erros nos cálculos da vazão. Porém, tais erros alcançam valores substancialmente elevados, nos casos de válvulas de alta recuperação de pressão, ou seja, válvulas que possuem um fator FL baixo, como é o caso das válvulas borboleta e esfera cuja utilização em aplicações de controle vem aumentando gradativamente, e que devido à alta capacidade de vazão que possuem, normalmente são instaladas em linhas de diâmetros duas vezes maiores ou mais, que o diâmetro da válvula. Na série de exemplos dados no final desta primeira parte podemos avaliar melhor o significado do fator de correção FP, independentemente dos outros fatores de correção. FY – Fator de correção devido ao fluxo crítico Damos uma análise completa do processo de escoamento de um líquido através de uma válvula, sob regime de fluxo crítico ou como também é denominado Fluxo


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Bloqueado (“chocked Flow”). Aqui, vamos introduzir o fator FY utilizado para limitar o valor da pressão diferencial para efeito de dimensionamento. O fator de líquidos para Fluxo Bloqueado FY, considera o efeito das várias geometrias de corpo de válvulas e as propriedades do fluido sob condições de fluxo bloqueado. Este fator é a relação entre a pressão diferencial máxima e efetiva na produção de vazão para efeito de dimensionamento e a pressão diferencial real através da válvula requerida pelo processo, assumindo que o fluxo seja incompressível e não vaporizante. O valor do fator FY pode der calculado mediante a equação: (13)

PPFP

FF VF1LY ∆

−=

Ou pode ser obtido diretamente pelo gráfico a seguir (Gráfico do Fator de correção FY) Pela equação (13), valores de FY superiores a 1,0 significam que a máxima pressão diferencial para efeito de dimensionamento é a maior pressão diferencial real e portanto, nesses casos, o valor FY Utilizado na equação geral (5) será igual a 1,0 significando dessa forma que não existe correção alguma, pois o fluxo não é crítico. Inversamente, caso o valor de FY calculado pela equação (13) ou obtido pelo gráfico, for inferior a 1.0, significa que a máxima pressão diferencial, para efeito de dimensionamento, é menor que a pressão real, portanto, temos uma condição de fluxo crítico, fato pelo qual devemos introduzir o valor de FY na equação geral (5). Resumindo, o valor do fator FY a ser utilizado na equação geral (5) deve ser limitado a valores iguais ou menores que 1,0. A condição de fluxo crítico no escoamento de líquidos está relacionado com a cavitação. Uma forma prática de verificarmos se há ou não a possibilidade de surgir a cavitação, é dada através do coeficiente de cavitação incipiente KC, o qual definiria o início do fenômeno da cavitação. A utilização desse coeficiente KC como um meio prático e verdadeiro de prevermos o inicío da cavitação, não foi reconhecido na norma ANSI / ISA S 75.01, embora o seu uso seja amplamente utilizado hoje em dia. Assim, para evitarmos o início da cavitação é condição necessária que a válvula escolhida possua um coeficiente KC que satisfaça a seguinte desigualdade: (14)


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V1

21C PP

PPK−−

>

PV = Pressão Vaporização Caso Contrário, a cavitação inicia-se, podendo atingir elevados níveis, de sérias conseqüências à válvula e à instalação. Na tabela abaixo (dos valores de FL, KC, XT e outros fatores) são dados os calores desse coeficiente KC para diversas válvulas comerciais.

Gráfico do fator de correção FY. FL – Fator de recuperação de pressão do líquido O fator FL, trata-se de um coeficiente experimental e adimensional, definido matematicamente por: (15)

VC1L PP

PF−∆

=

PVC = Pressão de Vena Contracta O FL é a função da influência da geometria interna da passagem da válvula em condições de fluxo crítico. Na tabela a seguir, relacionam-se os valores do fator FL, para os diversos tipos de válvulas de controle, assim como, outros fatores que serão introduzidos mais adiante.


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Valores de FL, KC, XT e outros fatores. (*) O KC é denominado de Coeficiente de Cavitação Incipiente. Embora a Norma ISA S39 não faça nenhuma menção a esse coeficiente, a sua utilização proporciona um método simples para indicar-nos qual tipo de válvula a ser utilizada para evitarmos o início do processo de cavitação. Quando instala-se a válvula numa linha de diâmetro superior, devemos agrupar os fatores FL e FP num único valor FLP, cujo valor aproximado pode ser obtido pela equação: (16)

onde: (17)

1B1i KKK +=

2/12

22

2LPPL dCv

NKi

F1FFFL

−

+==×


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FF – Fator da Razão de Pressão Crítica do Líquido Trata-se também de um fator adimensional e experimental definido como sendo a relação da pressão na veia mínima, em condições de fluxo crítico, à pressão de vaporização do líquido e à temperatura de entrada: (18)

V

VCF P

PF =

onde: PVC = Pressão vena contracta; PV = Pressão Vaporização. Os valores de FF podem ser substituídos através do Gráfico ou por meio da seguinte equação: (19)

C

VF P

P28,096,0F −=

Gráfico do Fator FF. Correção devido à viscosidade A viscosidade de um fluido pode ser definida como sendo a sua resistência ao movimento de escoamento. Quanto mais viscoso for o fluido, mais difícil é seu escoamento.


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Em função do nível de viscosidade do fluido, é que os escoamentos classificam-se em: (1) Turbulento, (2) Laminar e (3) de Transição. FR – Fator de números de reynolds na válvula O número de Reynolds (Re), é a relação adimensional entre as forças de inércia e as de origem viscosa. Assim, quanto menor o número de Reynolds, maior será a influência das forças de origem viscosa e, portanto, mais viscoso será o fluido. Os três tipos de escoamento podem então serem classificados em função do número de Reynolds, já que este é uma medida de viscosidade. O escoamento turbulento se da a números de Reynolds da ordem de 4000, enquanto que para valores inferiores a 2000, o escoamento chama-se laminar (fluxo altamente viscoso). Para valores intermediários, isto é, entre 4000 e 2000, o escoamento é dito ser de transição (fluxo viscoso). A necessidade da introdução de um fator de correção caso o líquido seja viscoso, está diretamente ligado à relação entre vazão e pressão diferencial. Enquanto que num escoamento turbulento, isto é, não viscoso, a vazão cresce em razão da raiz quadrada da pressão diferencial, o escoamento laminar (trata-se de um regime de escoamento raro para líquidos Newtonianos) segue a equação de Poissuille-Hagen, que estabelece ser a variação da vazão com a pressão diferencial, uma função linear e não quadrática. A maioria dos escoamentos de líquidos viscosos dá-se sobre escoamento de transição, no qual, a variação da vazão com a pressão diferencial, embora não seja linear, também não é quadrática. Desta forma deve-se obter um coeficiente de correção FR, em função do número de Reynolds relativo à válvula (ReV), o qual pode ser calculado pela equação: (20)

4/1

42

2V

2L

2P

vLVP

d4V 1

DNCFF

FCFQFN

Re

+=

A equação acima pode ser ligeiramente simplificada, para maioria dos tipos de válvulas, com exceção da esfera e borboleta, considerando-se como desprezível a parte da equação entre os colchetes. Pelo gráfico a seguir, obtém-se o valor do FR em função do ReV.


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Fd – Fator Modificador Devido ao Tipo da Válvula Trata-se de um coeficiente experimental e adimensional, que corrige o número de Reynolds, em função do efeito da geometria da válvula, e que pelas experiências desenvolvidas, chegou-se à conclusão de que o coeficiente Fd é de alguma forma proporcional a η/1 onde η é o número de formatos similares do fluxo na passagem.

Na tabela (de valores de FL, KC, XT e outros fatores) são dados os valores do Fd, conhecido até a presente data, para os diversos tipos de válvulas.

Gráfico do Fator de Correção FR. Líquidos não Newtonianos Como foi anteriormente mencionado, nem todos os líquidos viscosos têm a capacidade de vazão calculada através da equação geral (1). Essa equação deve ser utilizada apenas para líquidos Newtonianos. Um líquido não Newtoniano, é caracterizado pelo fato, de não ser proporcional, a relação entre tensão de cisalhamento e sua deformação. Infelizmente, para efeito de dimensionamento de válvulas, a maioria dos líquidos viscosos não são Newtonianos, como tintas, polímeros, líquidos lamacentos (“slurries”), colóides, mel, “ket-chup”, emulsões de água em óleo ou óleo em água, líquidos com sólidos em suspensão, polpa de papel, além de muitos outros. É devido a


SENAI 136

esse fato que até hoje o cálculo correto da capacidade de vazão de uma válvula em líquidos viscosos deixa algo a desejar. Nenhuma formulação existe para tais tipos de líquidos e a própria ISA S 39.1 salienta que “... em virtude da variação de sua viscosidade aparente, a capacidade de válvula deverá ser determinada através de testes sob idênticas condições de processo as tidas na própria instalação, incluindo velocidade, temperatura, geometria e pressão diferencial. Devido ao grande número de tipos de líquidos não Newtonianos com viscosidade de característica excepcionais, estes impedem a possibilidade de uma solução geral...” Fluidos compressíveis Define-se como fluido compressível àquele que ao movimentar-se, a sua densidade não permanece constante. Os gases e vapores são exemplos de fluidos compressíveis os quais quando escoam de um ponto de maior pressão para outro de menor pressão, seu volume específico aumenta e a sua densidade diminui. Assim sendo, toda e qualquer equação de dimensionamento para gases e vapores deve levar em consideração o aspecto de sua expansão volumétrica. Um outro aspecto peculiar é que no caso de gases, é mais conveniente a utilização da razão da queda de pressão x (pressão diferencial dividida pela pressão absoluta P1), ao invés da queda de pressão, como no caso dos líquidos. A fórmula básica para o cálculo capacidade em fluidos compressíveis, é uma adaptação da equação hidráulica geral (1) em unidades de peso. As equações a serem apresentadas, são válidas apenas para utilização em gases e vapores, não sendo válidas para casos de misturas de fases, como vapor-líquido ou gás-sólido e gás-líquido. Equações gerais para o dimensionamento A vazão de um gás ou vapor que escoa através de uma válvula, pode ser calculada por qualquer uma das equações dadas a seguir. Deverá ser escolhida aquela que for mais conveniente, em função dos dados disponíveis. (21)

11VP6 PxYCFNW γ=


SENAI 137

(22) “mais utilizada em vapor”

ZTGxYPCFNQ

11VP7=

(23)

ZTMxYPCFNW

11VP8=

(24)

ZMTxYPCFNQ

11VP9=

onde: (25)

TK XF3x1Y −=

1

21

PPP

x−

=

e (26)

40.1kFK =

karkgásFK =

Em todas as equações dadas acima, o valor de x não pode exceder o valor do produto FK XT. Assim, mesmo que o valor da razão da queda de pressão, x seja superior a FK XT, esse valor limite será utilizado em qualquer uma das equações anteriores. N – Constantes numéricas A constante numérica N, é uma função das unidades de medição utilizadas. Na tabela (de valores de constantes numéricas) são listadas os valores das diversas constantes numéricas que serão utilizadas nesta unidade.


SENAI 138

FP – Fator da Geometria da Tubulação Adjacente O fator FP produz a necessária correção para a perda de pressão adicional nos cones de redução e expansão. Assim sendo, as equações (7) a (12) assim como, os valores tabelados para FP, serão também utilizados para o caso dos fluidos compressíveis. Y – Fator de expansão O fator de expansão Y, relaciona-se a variação de densidade do fluido durante a sua passagem através da válvula, entre o ponto de entrada no mesmo e o ponto da “vena contracta”. Ele também relaciona a variação na área do fluido na “vena contracta” em função da variação da queda de pressão. Teoricamente, o fator Y é afetado pelos seguintes fatores: a) Razão da queda de pressão, x = ∆P / P1 ; b) Razão da área de passagem no orifício, para a área de entrada no corpo; c) Formato da veia do fluido; d) Número de Reynolds; e) Razão dos calores específicos. A influência produzida pelos itens a, b e c é definida por meio do fator XT, denominado de fator da razão da queda de pressão. A influência do número de Reynolds, no caso de escoamento de fluidos compressíveis, é desprezível, enquanto que a influência da razão dos calores específicos é pequena, como veremos mais adiante. O fator de expansão Y pode ser calculado mediante a equação (25). XT – Fator da razão da queda de pressão Se a pressão de entrada P1 for mantida constante, enquanto for diminuída a pressão de saída P2, a vazão que escoa através da válvula deve aumentar até um determinado limite máximo. Reduções posteriores de P2, não irão produzir nenhum aumento de vazão, atingindo-se a condição de fluxo crítico, ponto no qual, a velocidade do fluxo é sônica. Esse limite é alcançado, quando x atinge o valor de FK XT. O valor de x utilizado em qualquer uma das equações (21) à (25), deverá ser mantido dentro desse limite, mesmo que a queda de pressão seja maior. Isto significa, que numericamente o valor de Y, possui uma faixa entre 1,0 e 0,667 e o declive da reta Y x dada no gráfico a seguir é o produto FK XT.


SENAI 139

Gráfico do fator de expansão Y. Se a válvula for instalada entre cones de redução e expansão ou outros acessórios de tubulação, o valor de XT será afetado, sendo necessária uma correção do seu valor, o qual pode ser calculado de forma aproximada pela seguinte equação: (27)

12

2V

5

iT2

P

TTPPT d

CN

KK1FXXFX

−

+==

Nessa equação XTP e XT são os valores instalados e nominais respectivamente, do fator da razão da queda de pressão, e Ki = K1 + KB1 é o coeficiente da coluna dinâmica (velocidade) de entrada do cone redutor ou de outro dispositivo localizado entre a tomada de pressão à montante da válvula e a conexão de entrada da válvula. Na tabela (valores de FL, KC, XT e outros fatores) são dados os valores calculados de XTP, caso a válvula seja instalada entre dois cones de redução curtos e do mesmo diâmetro, assim como, os valores de XT para diversos tipos de válvulas. FK – Fator da razão dos calores específicos O fator XT é baseado em função do fluxo de ar, para o qual a razão dos calores específicos k é igual a 1,40. Caso o fluido não seja o ar, devemos utilizar o fator FK para corrigir o valor de XT. O fator FK pode ser calculado mediante a equação (26). Z – Fator de compressibilidade do gás A equação (22) expressa a vazão em unidades de peso, em função do peso específico do fluido, e é particularmente mais utilizável para vapores. No caso do gás, costuma-se utilizar medidas volumétricas em função da gravidade específica relativa ao ar, no lugar do peso específico, como mostra a equação (22), na qual porém, aparece um termo


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até agora não mencionado – Z, a compressibilidade do gás. Um gás ou vapor pode desviar-se significativamente, da definição dada pela equação dos gases perfeitos (pv = RT). Esse fator Z compensa tais desvios, que em caso de altas pressões são significativos, pois não é fornecido o peso específico real do fluido, obtido nas condições de processo na entrada da válvula. O valor do fator Z, pode ser obtido através das curvas dadas nos gráficos abaixo em função da pressão e temperatura críticas do fluido.

Gráfico do fator de compressibilidade do gás, para pressões reduzidas de 0 a 6.


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Fatores de compressibilidade para gases com pressões reduzidas de 0 a 40. Fluxo de fluidos com mistura de fases Como já foi anteriormente mencionado, a norma ANSI / ISA S 75.01, indica que as equações não são válidas para o caso de fluxo com mistura de fase, tais como, líquidos-gás ou líquido-vapor. O caso em questão é bastante complexo, principalmente no caso de misturas de líquidos e seu próprio vapor, fato pelo qual não existe uma norma que possa ser utilizada criteriosamente. Existe sim, alguns,métodos recomendados faz algum tempo e que possivelmente não foram incorporados na norma ISA, talvez por necessidade de maiores esclarecimentos teóricos quanto ao comportamento deste tipo de fluxo, o que faz portanto duvidar dos resultados obtidos pelos processos de cálculos existentes. Assim sendo, qualquer procedimento de cálculo para vazões de fluxo de fases misturadas, deve ser utilizado com reservas. Porém, sendo um tipo de fluxo que não é muito difícil de surgir em qualquer processo principalmente químico, petroquímico e de


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refino, iremos então apresentar o tal método provisório, para o cálculo da capacidade de vazão de fases misturadas. Líquido-gás Quando por exemplo, uma mistura homogênea de líquido e gás escoa através de válvula, o peso específico do líquido permanece constante, enquanto que o do gás varia, expandindo o seu volume e afetando a vazão. Através das equações (6) e (21), notamos que a vazão de um fluido compressível é proporcional a e1Y γγ = , onde eγ é o peso específico efetivo de um fluido

incompressível, o qual deve escoar com a mesmo vazão, às mesmas condições de processo. Portanto temos 1

2e Y γγ = , onde Y2 aparece como fator de correção, para

fluidos compressíveis. Tomando-se essa aproximação na região subcrítica, a equação (6) relativa ao fluxo incompressível pode ser aplicada para o gás, se o volume efetivo for Vgl / Y2, onde Vgl é o volume específico do gás na entrada da válvula. O volume específico de uma mistura homogênea de fluidos com fase de estado líquido-gás pode ser tomado como sendo (fg vgl / Y2) + (ff vf), onde fg e ff são as frações e, peso do gás e do líquido respectivamente, e vf o volume específico do líquido. Desta forma temos a seguinte equação a ser utilizada no cálculo da capacidade: (28)

eVRYP6 V

PCFFFNW ∆=

onde: (29)

ff2glg

e vfY

vfV +=

(30)

gf f1f −=

(31)

1

1ogl MP144

TRv =

onde Ro = 1545 pés.lb / lb.mol. °R


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Líquido-vapor No caso de mistura de líquidos com seu próprio vapor, apresenta-se diferentemente do observado no caso do líquido-gás, e é muito mais difícil de equacionar, devido ao fato de haver uma transferência de massa e energia entre as duas faces. O fato do processo do fluxo ser aproximado isotrópico desde a entrada da válvula até a “vena contracta”, enquanto que no total (entre entrada e saída) é considerado como isoentálpico, é particularmente significativo para o fluxo líquido-vapor. Dependendo das condições à montante, o fluido pode tender a evaporar-se ou condensar-se no primeiro estágio, porém sempre irá evaporar-se no segundo estágio, isto é, durante a etapa de recuperação de pressão. Assim como no caso de fluxo líquido-gás há uma boa razão para assumirmos que no mínimo, a “vazão bloqueada” é controlada por fatores diferentes, dependendo se a fase contínua for do líquido ou do vapor que passa, pois um líquido e um vapor podem nem sempre estarem termodinamicamente em equilíbrio, podendo qualquer uma das fases existir temporariamente num estado de superaquecimento. Isso torna-se muito difícil para efeito de dimensionamento, pois significa que uma pequena variação na qualidade do vapor pode causar uma grande variação na densidade do fluxo, que por sua vez alterará a vazão. Assim sendo, qualquer resultado calculado é sem exatidão, e deve ser, sempre que possível, evitada a utilização de válvula de controle num fluxo de líquido e vapor misturado, principalmente se a parte de vapor for pequena. Para o dimensionamento aproximado, deverá ser utilizada a equação (21) em função do volume específico efetivo Ve. (32)

e

1vP6 v

xPYCFNW =

onde ve é obtido através das equações (29), (30) e (31).


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Valores das constantes numéricas Nomenclatura A = Área; Cd = Capacidade unitária da vazão, Cv / d2; CV = Coeficiente de vazão da válvula; d = Diâmetro de entrada da válvula; D = Diâmetro da linha; Fd = Fator modificador em função do tipo de válvula, adimensional; FF = Fator da razão de pressão crítica do líquido, adimensional, FK = Fator da razão dos calores específicos, adimensional;


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FLP = Combinação dos fatores FL e FP para válvulas instaladas com redutores, adimensional; FP = Fator de geometria da tubulação, adimensional; FR = Fator do número de Reynolds, adimensional; FY = Fator de fluxo crítico de líquidos, adimensional; g = Aceleração da gravidade; G = Densidade relativa. Para um líquido, G é tomada à temperatura de fluxo relativo à água a condições normais (15°C) para um gás, G é relativo ao ar com ambos os gases e condições normais (1013 milibar e 15°C) adimensional; k = Relação dos calores específicos de um gás; K = Coeficiente de coluna dinâmica (velocidade), adimensional; KB = Coeficiente Bernoulli; KC = Coeficiente da cavitação incipiente; Ki = Coeficiente da coluna dinâmica (velocidade) de entrada, adimensional; K1 = Coeficiente de resistência do cone de entrada, adimensional; K2 = Coeficiente de resistência do cone de saída, adimensional; M = Peso Molecular; N = Constante numérica; P = Pressão absoluta; Pr = Pressão reduzida, P / PC, adimensional; PC = Pressão crítica termodinâmica;


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PV = Pressão de vapor do líquido à temperatura de fluxo; Q = Vazão Volumétrica; Rev = Número de Reynolds relativo à Válvula, adimensional; Ro = Constante universal dos gases = 1545 pés.lb / lb.mol. °R; T = Temperatura absoluta (°F + 460 ou °C + 273) Tc = Temperatura Crítica termodinâmica; Tr = Temperatura reduzida, T / TC, adimensional; v = Volume específico; ve = Volume específico efetivo; V = Velocidade média; W = Vazão em Peso; x = Razão entre a queda de pressão e a pressão estática absoluta de entrada (P / P1), adimensional; XT = Fator da razão da queda de pressão, adimensional; XTP = Valor de XT para o conjunto válvula-tubulação adjacente, adimensional; Y = Fator de expansão. Razão entre o coeficiente de vazão para um gás e para um líquido com o mesmo número de Reynolds, adimensional; z = Fator de compressibilidade, adimensional; γ = Peso específico; γe = Peso específico efetivo;


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∆ = diferença (por exemplo ∆P = P1 – P2); ν = Viscosidade cinética, centistokes; ∑ = Soma; η = Número de formatos similares do fluxo na passagem. Subíndices 1 = Montante; 2 = Jusante; vc = “vena contracta”. Exercícios 1 – fluido = H2O; Q = 100 GPM; P1 = 100 psi; P2 = 60 psi; T1 = 120 °F; Densidade relativa = 0,98; PV = 1,6927 psi; Pc = 3206 psi; Diâmetro tubulação = diâmetro da válvula Fp = 1; Fluxo turbulento (Fr = 1); Tipo de válvula = globo gaiola série 85; Sentido de fluxo = fluxo para fechar. Determinar: Fy = Cv Calculado = Cv Selecionado = % abertura = 2 – Fluido = óleo combustível; Q = 800 GPM; P1 = 180 psi;


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P2 = 165 psi; T1 = 130 °C; Densidade relativa = 0,87; PV = 2,5 psi; Pc = 700 psi; Diâmetro tubulação = 8”; Fluxo laminar = viscosidade (µ) = 4.000 cp; Tipo de válvula = esfera série HIB. Determinar: Cv Calculado = Cv Selecionado = ° regulador = % abertura = 3 – Fluido = acetileno; Q = 15000 cfh; P1 = 300 psi; P2 = 220 psi; T1 = 300° F; Peso molecular (M) = 26; K acetileno = 1,28; Diâmetro tubulação = 2 ½ sch 40 Sentido de fluxo = fluxo para abrir. Determinar: O valor y = Vc calculado = Tipo de Válvula =


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Análise do ruído na válvula de controle

Nível de ruído Nestes últimos anos, a necessidade de uma maior capacidade de produção industrial a uma maior eficiência de processos, fizeram com que, tanto vazões quanto pressões de operação aumentassem, contribuindo substancialmente para a produção de altos níveis de ruído, gerados em plantas de processos industriais. Em conseqüência disso e em prol de um progresso social, políticos, engenheiros, físicos e médicos têm-se engajado numa cruzada mundial de combate a esse tipo de poluição, talvez mais predominante no mundo de hoje, o ruído. É fato já amplamente conhecido, que a excessiva exposição à altos níveis de ruído, comprometem a integridade física e psíquica do ser humano, provocando distúrbios cardiovasculares, hipertensão, problemas gastrintestinais, perda da acuidade auditiva, problemas de origem mental, etc. Face a esse amplo repertório de desagradáveis conseqüências motivadas por prolongadas exposições a excessivos níveis de ruído, tem-se desenvolvido no mundo todo, com auxílio da Organização Mundial da Saúde, diversas leis estabelecendo níveis permissíveis de ruído, em função das horas diárias de exposição. Essas leis apresentam algumas mudanças de país a país, quanto a critérios adotados. Talvez a regulamentação mais conhecida e portanto mais utilizada como base, seja a adotada pelos Estados Unidos da América, estabelecida pelo “United States Departament of Labour” através do “Occupational Safety and Health Act” (OSHA) em 1960, o qual define como permissíveis as exposições mostradas na tabela a seguir:


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Nível de Ruído (dbA) Exposição Diária Permissível (horas) 85 90 92 95 97

100 102 105 110 115

ilimitado 8 6 4 3 2

1,5 1

0,5 0,25

Limites do Nível de Ruído conforme a OSHA Fonte de Ruído Nível de Ruído (db) Avião a Jato Britadeira Pneumática Talhadeira Pneumática Prensa Hidráulica Martelete Pneumático Serra Circular Fábrica Barulhenta Misturador de Concreto Restaurante Movimentado Conversação Normal Rua Residencial Residência Calma Auditório em Silêncio Relógio Elétrico

140 130 120 120 110 100 90 80 70 60 50 40 30 20

Níveis de Ruído de diversos sons familiares Definição de ruído Define-se como ruído a todo e qualquer som indesejável, e a poluição sonoro é definida como sendo a insalubridade por excesso de ruído.


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Fisicamente, o ruído é uma forma de energia, que se propaga através de ondas de pressão num meio elástico e a uma velocidade que é característica do próprio meio em que se propaga. É, portanto, um fenômeno ondulatório que se propaga numa faixa de freqüência muito larga. Em virtude de ampla faixa de freqüência audível pelo ouvido humano ( 20 a 18.000 Hz), utiliza-se uma escala logarítmica para definir essa energia em unidades de decibéis (db). Medições dos níveis de pressão sonoras, são geralmente ponderados para que se ajustem a resposta em freqüência, atenuando assim as freqüências mais baixas, a aproximadamente igual ao contorno de sonoridade do ouvido humano. Tal medição ponderada é denominada escala de referência de diversos valores de nível de ruído, damos a tabela, uma relação de vários sons familiares e seus respectivos níveis de ruído. Características físicas do som Neste item, vamos introduzir diversas definições de algumas propriedades físicas relacionadas com o som. • Energia Sonora (Es): é a parte da energia mecânica transformada sob forma de

som. É medida em joules ( J ). • Intensidade Sonora ( I ): a transmissão de uma onda sonora nada mais é que a

transmissão da energia sonora. Define-se como intensidade sonora à potência sonora transmitida por unidade de área normal à propagação. Desde que o meio de propagação seja livre e homogêneo, ela é matematicamente dada por:

gc

PsI2

=

onde: g = densidade do meio; c = velocidade do som no meio;

Ps = pressão sonora eficaz. • Potência Sonora (Ws): é a energia sonora, por unidade de tempo. É medida em

watts (W). Se uma fonte geradora de som emite uma potência sonora W num meio


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de propagação livre, a intensidade sonora I em qualquer ponto, numa distância r da fonte, é:

)I(r.4W 2=

• Nível de Potência Sonoro (Lp): o nível de potência sonora de uma fonte geradora

de som, em decibéis, é dado pela equação:

)db(WsoWslog10Lp =

onde, Wso representa a potência sonora de referência, normalmente considerada como 10-12 watts. • Pressão Sonora (Ps): é a pressão de perturbação oscilatória da pressão

atmosférica, a qual produz a sensação auditiva. O valor da pressão sonora é normalmente dado em função do seu valor meio quadrático, ou valor eficaz, a menos de informação ao contrário.

• Nível de Pressão Sonora (SPL): é dada pela equação:

)db(PsoPslog20SPL =

onde, Pso representa a pressão sonora eficaz de referência, normalmente considerada como 2.10-4 microbárias. A válvula de controle como fonte geradora de ruído Costuma-se dizer que, entre os diversos equipamentos geradores de ruído numa planta de processo industrial, talvez seja a válvula de controle o principal contribuidor. A geração de ruído numa válvula de controle, apresenta diversos motivos em função do tipo de ruído produzido. É necessário, portanto, uma classificação de ruídos e uma respectiva análise de suas características para posteriormente podermos tratar de reduzí-lo a níveis permissíveis.


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Tipos de ruídos gerados por uma válvula de controle Uma válvula de controle pode gerar três tipos de ruídos com características diferentes. a) Ruído Mecânico: é gerado através da vibração mecânica das partes móveis da

válvula, por exemplo, o obturador, devido ao efeito massa-mola que formam a parte vedante do obturador e a haste respectivamente.

Quanto ao ruído mecânico, há de considerar-se os seguintes tipos: • Ruído gerado por vibração à freqüência natural das partes móveis; • Ruído gerado por vibração horizontal do obturador e guias do obturador; • Ruído gerado por oscilação vertical do obturador.

b) Ruído Hidrodinâmico: produzido em líquidos pelo fenômeno da cavitação. c) Ruído Aerodinâmico: produzido pelo escoamento de gases e vapores a altas

velocidades. Ruído produzido por vibração mecânica Este tipo de ruído surge geralmente junto ao ruído produzido pela cavitação de líquidos ou ao ruído aerodinâmico dos gases e vapores. Ruído mecânico por vibração à freqüência natural - Ressonância O obturador e a haste de uma válvula de controle podem ser comparados a um conjunto formado por uma massa e uma mola, onde a massa é representada pelo obturador e a mola pela haste. Denomina-se freqüência natural de um sistema massa-mola, a única freqüência de vibração que o sistema possui, freqüência essa na qual oscila, sempre que uma determinada massa m for suspensa por uma determinada mola de constante K. A freqüência natural é uma função da quantidade de massa e da constante da mola. Em outras palavras, a freqüência natural de um obturador e haste, podem ser alteradas, desde que sejam alteradas tanto a massa do obturador (diâmetro ou tipo) quanto o diâmetro da haste. Quanto menor o peso do obturador, ou maior o diâmetro da haste, maior será a freqüência natural do conjunto e, portanto, menos susceptível à vibração.


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Quando a freqüência da vibração do conjunto obturador haste atingir a freqüência natural do mesmo, temos o efeito ressonância, cujo principal efeito numa válvula não é apenas a produção de ruído, mas sim o excessivo gasto das guias do obturador e buchas de guia conforme a figura abaixo:

Desgaste num Obturador Produzido pela Vibração Mecânica O ruído produzido pelo efeito da ressonância geralmente situa-se numa faixa de freqüência de 2000 a 7000 Hz, e pode ocorrer mesmo em condições de baixa queda de pressão, desde que a vazão seja suficientemente alta. Grandes vazões implicam na utilização de, por exemplo, válvulas globo de 6”, 8”, 10”, etc, com obturadores (sede dupla) de grande massa e conseqüentemente uma freqüência natural menos e portanto mais susceptível à vibração. A vibração do conjunto obturador- haste, deve ser reduzida de forma a evitar a ressonância, utilizando-se de um obturador com apenas uma guia superior de maior área possível. Ruído mecânico devido à vibração horizontal do obturador O choque horizontal do fluxo contra o obturador da válvula pode provocar vibrações a freqüências outras, que a freqüência natural do conjunto obturador haste. Isto geralmente ocorre em baixas freqüências (inferiores a 1500 Hz) produzindo-se um ruído mecânico devido à vibração da(s) guia(s) do obturador contra a(s) bucha(s) de guia. Diminuindo-se a folga entre a guia do obturador e a bucha de guia e ainda colocando um revestimento com Stellite sobre essas partes, diminui-se substancialmente essa vibração e, devido a dureza dada pelo revestimento, obtemos um período de vida útil bastante longo, mesmo sob o efeito da vibração remanescente. Se, entretanto, a diminuição da vibração obtida com o procedimento acima mencionado não for o suficiente, torna-se então necessária a investigação de outros


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fatores, independentes da válvula. Tais fatores podem ser a direção do fluxo através da válvula, a configuração da tubulação à montante e outros. Ruído mecânico produzido pela oscilação vertical do obturador O choque vertical do fluxo sobre o obturador da válvula pode também produzir vibração. A sua freqüência, função da relação massa-mola entre a válvula e o atuador é geralmente inferior a 100 Hz. No caso de válvulas sede simples com a direção do fluxo tendendo a fechar a válvula, severos golpes de aríete podem ocorrer, no caso de líquidos, quando o obturador estiver bem próximo à sede, produzindo ruídos, além de significantes danos ao sistema de assentamento da válvula. A oscilação vertical surge também nas válvulas tipo sede dupla, embora com menor intensidade, devido à força axial produzida pela queda de pressão desigual nas duas sedes. Contudo, na grande maioria desses casos, as características de amortecimento do próprio atuador são suficientes para compensar tais oscilações nas válvulas de sede dupla. Porém, caso o atuador não tenha condições de amortecer tais vibrações (apenas em casos muito especiais de altas pressões e altas quedas de pressão), recomenda-se a utilização de um sistema auxiliar de amortecimento hidráulico, o qual fica instalado entre a torre e o tampo inferior do diafragma. Ruído produzido pela cavitação de líquidos O ruído produzido pela cavitação, nunca deve ser ouvido numa planta industrial bem projetada. Partindo do propósito que a cavitação deve ser evitada, um dos seus efeitos, o ruído, não deverá existir. O ruído produzido pelo colapso das bolhas ou cavidades, possui uma faixa de freqüência bastante ampla. A única solução recomendada para esse tipo de ruído é o de eliminar o surgimento da própria cavitação, limitando-se a queda de pressão ou selecionando-se um tipo de válvula com maior coeficiente de recuperação da pressão Fl. Ruído produzido no fluxo de gases e vapores Este é o ruído mais importante produzido pelas válvulas de controle e talvez o mais fácil de ser produzido, em virtude da alta velocidade de escoamento, que é própria dos fluidos compressíveis. O ruído aerodinâmico surge principalmente quando a velocidade de escoamento do fluxo atinge níveis sônicos e supersônicos, embora também haja produção de ruído aerodinâmico, em velocidades subsônicas, devido principalmente a grandes vazões. Segundo o maior pesquisador em ruído aerodinâmico, M. J. Ligthill no


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seu trabalho “On Sound Generated Aerodynamically” publicado em 1954, a potência acústica produzida por um fluxo gasoso escoando através de um bocal, é um produto da transformação da potência (reconversão da energia cinética em energia de pressão estática produzida pela turbulência originária das ondas de choque), que ocorre quando da passagem do fluxo através da restrição, e essa potência acústica cresce a oitava potência da velocidade subsônica e a 6,5 de potência da velocidade supersônica. Tal concepção de origem da potência acústica, adaptada à válvula de controle, é a base do equacionamento teórico para o cálculo do nível de ruído (SPL) aerodinâmico. O procedimento da redução do nível de ruído aerodinâmico é muito mais criterioso, de tal forma que deve ser tratado separadamente. Procedimento gráfico para o cálculo de nível de ruído numa válvula de controle a) Ruído hidrodinâmico Este tipo de ruído pode ser calculado mediante a equação:

CP SPLSPLSPLSPL ++= ∆∆

Gráfico para a obtenção do SPL∆P no cálculo do ruído produzido pela cavitação de líquidos onde:


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SPL = nível de pressão sonora (nível de ruído) a 1 metro de distância da válvula e em função de tubulação Schedule 50 (dbA) SPL∆P = nível de ruído produzido em função da diferença entre a queda de pressão real do processo e a queda de pressão à qual a cavitação inicia-se. SPL∆ = nível de ruído produzido em função da queda de pressão P2 – PV.

Gráfico para a obtenção do SPL∆ no cálculo do ruído produzido pela cavitação de líquidos SPLC = correção do nível de ruído. O valor de SPLC pode ser desprezado caso Kc for superior a 0,9(FL)2. b) Ruído aerodinâmico Para o cálculo do ruído produzido por um fluxo de gás ou vapor (tanto em regime subcrítico como crítico) podemos utilizar a seguinte solução gráfica simplificada:

AGEPQ SPLSPLSPLSPLSPLSPL ++++=

onde: SPL = nível de ruído a 1 metro de distância da válvula (dbA). Para válvulas descarregando diretamente à atmosfera, acrescente ao SPL calculado o valor das perdas por transmissão (TL). SPLQ = nível de ruído em função da capacidade de válvula e tipo de válvula. SPLP = nível de ruído em função da pressão de entrada P1. SPLE = nível de ruído, em função das diferentes eficiências, tidas para cada tipo de válvula, na transformação da energia mecânica em acústica. SPLG = nível de ruído em função do tipo de fluido e da temperatura. Já que a densidade relaciona essas duas variáveis, o fator SPLG, portanto, é função da densidade.


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SPLA = fator de atenuação produzido pela espessura da tubulação. O fator SPLG = é uma função da densidade do fluido. Na tabela a seguir estão listados os valores de SPLG para diversos fluidos bastante comuns. Entretanto, caso seja utilizado um outro fluido não listado nessa tabela para obtermos o SPLG, devemos utilizar a seguinte equação:

ar)Vc(gás)Vc(log23)G(log20 SPLG +=

onde: G = gravidade específica do fluido; Vc = velocidade sônica.

Gráfico para obtenção do SPLQ


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Gráfico para obtenção do SPLP

FL – Fator de Recuperação da Pressão P1/P2 1,0 0,95 0,90 0,80 0,70 0,60 0,50

1,15 1,20 1,30 1,40 1,50 1,60 1,70 1,80 1,90 2,00 2,50 3,00 3,50 4,00 5,00 6,00 7,00 8,00 9,00

10,00 15,00 20,00

-4,5 0,0 5,0 8,5 11,0 13,0 14,5 16,0 16,5 18,0 25,5 29,5 30,5 31,5 32,5 33,5 34,0 34,3 35,2 36,0 37,5 39,0

-4,5 0,0 5,0 8,5 11,0 13,0 14,5 16,0 16,5 17,5 23,0 25,0 28,0 29,0 30,5 31,5 32,0 32,5 33,0 34,0 35,5 37,0

-4,0 0,5 5,5 9,0 11,5 13,5 15,0 15,5 16,0 17,5 21,5 23,5 25,0 26,0 27,0 27,5 28,0 28,5 29,0 30,0 32,0 34,0

-1,0 3,0 8,5

12,0 12,5 14,5 15,5 16,0 16,5 17,0 19,0 21,5 22,5 23,5 24,0 25,0 26,0 26,5 27,0 27,5 29,0 30,0

2,5 7,0

12,0 13,0 14,0 15,0 15,5 16,0 16,5 17,0 18,5 20,5 21,5 22,0 23,0 24,0 24,5 25,0 25,5 26,0 27,5 29,0

7,0 11,0 12,5 13,5 14,5 15,0 15,5 15,8 16,0 16,5 18,0 19,5 20,5 21,5 22,0 23,0 23,5 24,0 24,5 25,0 26,5 27,5

9,0 12,0 13,0 14,0 15,0 15,2 15,5 15,8 16,0 16,5 18,0 19,0 20,0 21,0 21,5 22,5 23,0 23,5 24,0 24,5 26,0 27,0

Valores para SPLE

Nota: Para instalações com redutores de tubulação: Use FLP ao invés de FL


SENAI 158

Fluido db Vapor Saturado Valor Superaquecido Gás Natural Hidrogênio Oxigênio Amônia Ar Acetileno Dióxido de Carbono Monóxido de Carbono Hélio Metano Nitrogênio Propano Etileno Etano

-2 -3 -1 -10 0,5 -2 0 -1 +1 0 -6,5 -1 0 +1 -1 -1

Fator Referente ao Tipo de fluido, SPLG

Schedule do Tubo Diâmetro da Linha (pol.) 40 80 160

1 1.1/2

2 3 4 6 8

10 12 14 16 18 20 24

14,5 15

15,5 18

18,5 20 21 22

22,5 23 24 25 25

26,5

17 17,5 18

20,5 21 23

24,5 25,5 26,5 27 28 29

29,5 31

19 20

21,5 23

24,5 27

28,5 30,3 31,3 32 33

33,5 34,5 35,5

Fator de Atenuação SPLA (não é igual a TL)


SENAI 159

Exemplo: (ruído hidrodinâmico) a) Seja uma válvula borboleta, operando em água, nas seguintes condições de serviço: P1 = 200 psi P2 = 125 psi Pv = 58 psi T = 305 oF d = 6” Cv = 328 FL = 0,56

Gráfico do valor das perdas por transmissão a serem acrescidas ao valor calculado do SPL caso a válvula descarregue diretamente na atmosfera Kc = 0,38 P2 – PV = 125 – 58 = 67 psi SPL∆ = 36 Como Kc > 0,9 (FL

2) SPLC = 0 Assim teremos: SPL = 70 + 36 – 0 = 106 dbA

dbA70SPLppsi314475)PP(FP

psi44)58200(56,0)PP(F

V12

L

2V1

2L

=

=−=−−∆

=−=−


SENAI 160

Exemplo: (ruído aerodinâmico) b) Seja uma válvula esfera, operando em gás metano. São dados: P1 = 1460 psi P2 = 250 psi T = 100 oF G = 0,55 Q = 880.000 SCFH Cv = 30 FL = 0,55 D = 1” (SCH . 80)

AGEPQ SPLSPLSPLSPLSPLSPL ++++=

SPLQ = 23 dbA SPLP = 85 dbA SPLE = 22 dbA SPLG = -1 dbA SPLA = 17 dbA Assim temos: SPL = 23 + 85 + 22 – 1 – 17 = 112 dbA Procedimento para a atenuação do nível de ruído aerodinâmico Uma das principais contribuições à geração do ruído aerodinâmico é a grande velocidade de escoamento do gás ou vapor, quando este passa através da válvula. Em escoamento subcrítico (P1/P2 < 1,89), a potência sonora aumenta na razão da oitava potência da velocidade, enquanto que em escoamentos críticos (P1/P2 > 1,89), aumenta aproximadamente na razão da sexta potência e meia da velocidade. O controle, portanto, da velocidade de escoamento do gás no interior da válvula é um dos principais procedimentos para a atenuação do nível e ruído aerodinâmico, embora outros procedimentos possam ser utilizados, desde que o excesso de ruído não seja superior a 5 ou 10 db. Assim, caso após o procedimento de cálculo estimar-se um nível de ruído da ordem de 5 a 10 db acima do valor máximo permissível e por considerações econômicas não seja possível a utilização de uma válvula de saída do


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fluxo, podemos proceder da seguinte forma, a fim de obtermos a necessária redução do nível de ruído: • Aumente a espessura da tubulação à jusante da válvula. Caso ela seja dobrada,

obteremos uma atenuação da ordem de 5 db no nível de ruído. • Utilize isolamento acústico à jusante da válvula. Através desse procedimento pode-

se conseguir uma atenuação de até 10 db, dependendo da densidade do material utilizado.

Entretanto, caso o nível de ruído seja superior a 10 db, acima do nível permissível, outros tipos de soluções, inclusive mais onerosas, devem ser tomadas. Tais soluções consistem basicamente na utilização de: válvulas com internos tipo baixo ruído, utilização de difusores e utilização de silenciadores. a) Válvula tipo gaiola com internos de baixo ruído Este tipo de válvula já foi comentado anteriormente, trata-se de um sistema de internos especialmente projetados e que pode ser utilizado na válvula globo tipo gaiola para evitar que a velocidade de escoamento do gás ou vapor aumente durante a sua passagem através da válvula, como acontece com os tipos convencionais de internos. Na figura a seguir vemos esquematicamente o formato e o princípio de funcionamento desse sistema de internos, que possibilita manter a velocidade de escoamento quase que inalterada, durante a etapa da queda de pressão através da válvula. O fluido entra a uma pressão Pe, através dos orifícios do primeiro elemento, após o que distribui-se pelo anel de estagnação, onde perde velocidade antes de entrar nos orifícios do segundo elemento, repetindo-se tal procedimento tantas vezes quantos elementos hajam, até que após o último elemento, o fluido saia a uma pressão Ps. O número de orifícios em cada elemento é calculado de forma a manter a velocidade média de escoamento igual em todos os pontos do percurso. Por outro lado, o número de elementos utilizados nesse sistema de internos de baixo ruído, é função do nível de atenuação de ruído necessário. Este tipo de válvula de construção especial em relação aos tipos comuns, consegue proporcionar uma atenuação de ordem de 30 db.


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Vista em corte dos internos para baixo ruído b) Difusores O difusor consiste de um elemento tubular ou plano dependendo da capacidade requerida com diversos orifícios através dos quais o fluido difunde-se. Tais difusores são instalados na própria tubulação logo após a válvula de controle. A função do difusor é reduzir o nível de ruído ambiental, função essa que a executa duplamente. O difusor, pelo fato de ser uma obstrução na linha, absorve parte da queda de pressão do sistema, a qual seria absorvida pela válvula, caso o difusor não tivesse sido instalado, evitando-se desta forma reduções muito maiores do que a crítica através da válvula. Ainda no difusor, pelo fato da passagem do fluxo ser distribuída através de pequenos números de orifícios, a frequência do ruído produzido pela válvula é aumentado, fato esse que dificulta a transmissão de ruído ambiente através da tubulação.


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(a) Difusor tipo tubular Instalação do Difusor (b) Difusor tipo plano c) Silenciadores Existem dois tipos básicos de silenciadores: silenciadores reativos e dissipativos. Os silenciadores reativos não absorvem o ruído propriamente dito, porém produzem uma alta impedância acústica, evitando assim que o ruído se propague. Este tipo de silenciador é utilizado para aplicações em ruídos de baixa freqüência. Os silenciadores tipo dissipativos consistem de várias câmaras ou vasos, isolados internamente com material absorvente de ruído. É o tipo de silenciador utilizado em casos de ruído de alta freqüência. Considerando que o ruído aerodinâmico produzido numa válvula de controle é de uma ampla e variada faixa de frequência, para produzir-se uma atenuação efetiva desse tipo de ruído foi desenvolvido um silenciador composto, ou seja, um silenciador reativo-dissipativo, conforme figura a seguir:


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Silenciador Reativo - Dissipativo Este silenciador consiste de: a) um difusor cuja finalidade, além de absorver parte da queda de pressão, é

principalmente a de aumentar a freqüência do ruído, a fim de ser, desta forma, melhor atenuado na parte seguinte, que é a dissipativa do silenciador;

b) de duas partes reativas utilizadas para a atenuação do ruído de baixa frequência; c) da parte dissipativa, onde o fluxo distribui-se através de inúmeros orifícios, região

na qual absorvem-se os ruídos de altas freqüências. Através da utilização deste tipo de silenciador podemos atingir níveis de atenuação da ordem de 35 db, desde que devidamente dimensionado. Quando da utilização de silenciadores devemos tomar o cuidado de montá-lo diretamente acoplado à conexão de saída da válvula, pois desta forma estaremos seguros de que a velocidade do fluxo é subsônica; caso contrário, o silenciador atuaria como um dispositivo de complementação da queda de pressão, função para a qual não foi destinado.


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Conjunto Válvula Silenciador de linha Atenuação de ruído por radiação Os limites do nível de ruído, de acordo com a OSHA (“Occupational Safety and Health Act”) dados na tabela, referem-se aos valores que atingem o ouvido do trabalhador. Assim sendo, uma válvula de controle que produza um nível de ruído superior a 90 dbA somente será prejudicial a quem permanecer a 1 metro (distância padronizada no cálculo) afastada dela, durante 8 (oito) horas por dia. Portanto, caso a referida válvula de controle esteja instalada num determinado lugar, suficientemente afastada dos locais de permanência dos trabalhadores, o seu nível de ruído produzido pode ser superior a 90 dbA (medidas a 1 metro), sem com isso violar os limites da OSHA. O som sendo um fenômeno de transmissão de energia sob a forma de ondas, atenua-se em função das perdas na sua radiação e reflexão. Aqui, vamos apenas considerar que o som irradia-se esfericamente e não consideraremos as perdas pela reflexão das ondas em objetos, solo, etc. Do exposto, para obtermos de forma aproximada a redução do nível de ruído produzido pela válvula irradiando-se até uma distância superior a de 1 metro, deveremos usar a seguinte equação:

2d1d12 log 10)SPL()SPL( −=


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onde: (SPL)2 = nível de ruído a nova distância d2 (dbA); (SPL)1 = nível de ruído medido à distância oficial d1 (1 metro); d2 = nova distância (metros); d1 = distância original = 1 metro. Apenas para ilustrar, são dados na tabela abaixo valores em dbA que podem acrescentar-se aos limites da OSHA, para algumas distâncias superiores a 1 metro.

Distância entre o Operário e a Válvula

ou Tubulação (metros)

Valor a ser acrescentado ao limite da OSHA

(dbA) 3 6

15 30

5 8

12 15

Valores a serem acrescentados aos limites da OSHA. Um outro aspecto, quanto a radiação de ruído é o da interferência do ruído ambiental da planta industrial, como o ruído produzido pela válvula de controle. Se o ruído ambiental, antes da instalação e operação da válvula, for próximo ou superior ao estimado a ser produzido pela válvula, devemos corrigir:

ASPLlogantiSPLloganti(log10)SPL( 1010total +=

onde: (SPL)total = nível de ruído medido à 1 metro da válvula; SPL = nível de ruído estimado a ser produzido pela válvula; SPLA = nível de ruído ambiental. O nível de ruído ambiental pode ser medido antes da operação da válvula ou estimado através da medição do ruído à distância de 1,3 e 6 metros da válvula em ambos os lados da tubulação. Se o ruído ambiental for baixo, o nível de ruído medido deverá diminuir em pelo menos 5 db entre 1 e 3 metros, e no mínimo 8 db entre 1 e 6 metros. Se a redução no valor do SPL for menor do que esses valores, então pode-se assumir


SENAI 167

como sendo o nível de ruído ambiental, aquele medido à distância de 3 metros e proceder à correção do SPL da válvula conforme indicado na tabela abaixo: SPLtotal – SPLamb. Valor a ser diminuído

do SPL na válvula 1 db 2 db 3 db 4 db

7 db 4 db 3 db 2 db

Correção em função da interferência do ruído ambiental Exemplo: Numa determinada aplicação o SPL total medido à 1 metro de distância da válvula foi 92 dbA, enquanto que à 3 e 6 metros mediu-se 90 e 89 dbA, respectivamente. Isso nos indica que o nível de ruído no ambiente é 90 dbA e desde que a diferença entre o SPL total e o ambiente é de 2 db, devemos subtrair 4 db para obtermos o SPL real produzido pela válvula, ou seja, 92 – 4 = 88 dbA. Lembretes e regras práticas 1. Decibéis não se somam. Se tivermos duas fontes geradoras de ruído, ambas

produzindo 90 db, o nível de ruído resultante não é 180 db, mas sim 93 db. 2. Quando duas fontes de ruído forem de igual intensidade, o ruído resultante é

sempre 3 db maior que o produzido por qualquer das fontes; caso sejam de intensidade diferentes, o ruído resultante sempre será maior ou praticamente igual a maior delas, porém no máximo até 3 db, conforme podemos verificar no exemplo abaixo:

65 db combinados com 65 db 68,010 db 65 db combinados com 80 db 80,135 db 65 db combinados com 95 db 95,004 db 3. O uso da isolação acústica deve ser criteriosa, pois atenua apenas a radiação que

seria dissipada pela atmosfera, porém, não atenua o que vai junto com o fluxo através da tubulação. Após o término do trecho com isolamento, o ruído será transmitido à atmosfera a uma intensidade essencialmente igual a que transmitida inicialmente, caso não fosse utilizado o isolamento acústico.

4. Se o produto P1 x Cv (onde P1 em psi) não for superior a 1000, então o nível de ruído produzido pela válvula não será superior a 90 dbA.

5. Se for utilizado o isolamento térmico ou acústico, diminua aproximadamente 10 db do valor calculado produzido pela válvula.


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6. Atenua-se aproximadamente 5 db quando dobra-se a parede da tubulação à jusante da válvula.

7. Independente da localização dos operários, não permita que o ruído da válvula (antes da isolação, silenciadores, etc) exceda 105 dbA, evitando-se assim danos sensíveis às partes da própria válvula e instrumentação devido à vibração.

Aspectos decorrentes da velocidade do fluxo na válvula Grande parte das aplicações do dia-a-dia, o cálculo do diâmetro da válvula, encerra-se na determinação do CV. Contudo, há casos onde devido a altas quedas de pressão, teremos excessivas velocidades e níveis de ruído além de outros problemas de natureza e resultados também importantes e de forma alguma possíveis de desconsiderar. Nos fluidos incompressíveis regimes de escoamento sob excessiva velocidade no interior da válvula, podem nos levar a um estado cavitante. Nos fluidos compressíveis também uma excessiva velocidade do fluxo, pode nos conduzir à produção de excessivo nível de ruído. Além do mais, tanto nos fluidos incompressíveis como nos compressíveis, o excesso de velocidade é também responsável pela erosão e pela vibração mecânica que além de danificar seriamente as partes internas da válvula, produz ruído de origem mecânica. Do acima exposto pode-se concluir que o parâmetro da velocidade de escoamento no interior da válvula constitui-se num fator muito importante e deve ser considerado de forma complementar num procedimento completo e correto de cálculo do diâmetro de uma válvula de controle. A velocidade de escoamento é uma função da queda de pressão que ocorre na válvula, e nos fluidos compressíveis pode alcançar o valor da velocidade sônica no ponto denominado “vena contracta”, sempre que a queda de pressão for crítica, isto é, P1/P2 > 1,89. Transformações de energia que ocorrem numa válvula de controle A válvula de controle é projetada para funcionar dissipando energia através da redução de pressão sem produzir trabalho útil. Essa energia dissipada (proveniente da pressão


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do fluido), é transformada em energia cinética, térmica e acústica. Neste item vamos nos restringir mais à parcela convertida em energia cinética, isto é, em velocidade. O aumento da energia cinética do fluxo, se processa durante a passagem deste através da área entre o elemento vedante e a sede. No caso dos fluidos incompressíveis sendo o diâmetro da entrada na válvula igual ao de saída à jusante do ponto da “vena contracta”, todo o aumento da energia cinética transforma-se em energia térmica (atrito nas paredes da válvula e da tubulação) e em energia acústica (ruído). No caso dos fluidos compressíveis, sendo iguais os diâmetros de entrada e saída da válvula, após a zona de restrição produzida pelo posicionamento do elemento vedante em relação à sede, o aumento da energia cinética converte-se, pelos mesmos motivos anteriormente citados em energia térmica e acústica além de uma parte reconverter-se em energia cinética, fazendo com que aumente ainda mais a velocidade de escoamento, devido que através da redução da pressão produziu-se um aumento do volume específico e portanto da velocidade. É por isso que devidas e importantes precauções devem ser tomadas para que a velocidade de escoamento do fluxo compressível seja limitada em determinados valores, como veremos mais adiante. Cálculo da velocidade na entrada da válvula e limitação dos seus valores máximos recomendados A velocidade de entrada na válvula de controle pode ser calculada mediante as seguintes equações: a) Líquidos

210

dQ.N

V =

b) Gases

12

11

P.dT.Q.NV =

c) Vapor de Água


SENAI 170

2112

dv.W.NV =

Considera-se como que padronizado internacionalmente, a adoção dos seguintes valores máximos de velocidade de escoamento na entrada da válvula. Líquidos 1/2" a 2” 20 pés/seg (6,1 m/seg). 2 1/2" a 4” 17 pés/seg (5,2 m/seg). 6” a 8” 15 pés/seg (4,6 m/seg). 10” a 12” 12 pés/seg (3,7 m/seg). 14” e acima 11,5 pés/seg (3,5 m/seg). Gases e Vapores 1/2" a 2” 20 pés/min (6,1 m/seg). 2 1/2" a 4” 17 pés/min (5,2 m/seg). 6” a 8” 15 pés/min (4,6 m/seg). 10” a 12” 12 pés/min (3,7 m/seg). 14” e acima 11,5 pés/min (3,5 m/seg). Velocidade sônica e número de Mach Um escoamento diz-se sob velocidade sônica, quando seu valor atinge à velocidade de som propagando-se no seu meio. A velocidade acústica de um determinado escoamento é uma função da temperatura absoluta do fluido, e pode ser calculada mediante as seguintes equações: Gases:

MkTNVc 13=

Vapor d’água saturado: Vc ≅ 99,000 pés/min. Vapor d’água superaquecido:

TNVc 14=


SENAI 171

Vapor:

kPvNVc 15=

Define-se como número de Mach (Mc) a relação entre a velocidade de escoamento do fluido e a velocidade do som. Assim em função do número de Mach, podemos estabelecer os seguintes regimes de escoamento. a) Regime de escoamento incompressível: este regime de escoamento da-se nos líquidos ou mesmo em gases e vapores desde que o número de Mach seja bem pequeno em relação a unidade (inferior a 0,3) de tal forma a podermos desprezar os efeitos da compressibilidade. b) Regime de escoamento subsônico: neste caso o número de Mach é ainda menor do que a unidade porém de valor suficiente para ser classificado fora do regime de escoamento incompressível. c) Regime de escoamento sônico: dá-se quando o número de Mach é igual a unidade. d) Regime de escoamento supersônico: dá-se quando o número de Mach for superior a unidade. Velocidade na saída da válvula em aplicações com fluidos compressíveis Uma válvula de controle pode ser de certa forma comparada a um bocal convergente-divergente conforme mostra a figura. Vamos com o auxílio do modelo físico proporcionado pelo bocal, estudar vários possíveis tipos de escoamento em função da velocidade do fluxo através das várias partes do bocal.


SENAI 172

Escoamento através de um bocal convergente - divergente No escoamento de um gás ou vapor através de um bocal convergente-divergente, podemos ter vários tipos de escoamento, quanto ao aspecto da velocidade, dependendo do valor assumido pela pressão da demanda Pv mantendo-se fixa as condições na entrada do bocal. Desta forma poderemos ter um escoamento através do bocal do tipo totalmente subsônico, subsônico porém bloqueado na garganta, subsônico na entrada enquanto que na saída é supersônico. Para termos fluxo através do bocal é condição necessária e suficiente que Pv < Po. Assim se Pv for ligeiramente inferior à pressão de estagnação Po, o escoamento através do bocal será totalmente subsônico (Mach < 1) com a parte convergente funcionando como bocal e a parte divergente com difusor. Nessas condições a redução da área de passagem corresponde a uma diminuição da pressão através do bocal. A curva 1 simboliza tal situação. Continuando a diminuir a pressão da demanda Pv, haverá um determinado valor de Pv para o qual atinge-se na garganta do bocal a pressão crítica, isto é P1/P2 = 1,89 (caso o fluido tenha um k = 1,4). Nesse ponto a seção do veio fluída é mínima e a velocidade torna-se sônica (Mach 1,0). O fluxo tanto à montante quanto à jusante da garganta é


SENAI 173

subsônico. Nesse caso, representado pela curva 2, o escoamento é subsônico porém bloqueado na garganta, isto é, a vazão atingiu seu máximo valor. Se a pressão Pv for ainda mais reduzida, digamos até o valor dado pelo ponto 3 teremos um escoamento subsônico (Mach < 1) até chegarmos à garganta onde temos escoamento sônico (Mach 1) por um instante e após a garganta até um determinado ponto da parte divergente do bocal teremos um escoamento supersônico (Mach > 1). Nesse ponto, onde a pressão é Py, surge uma descontinuidade de pressão denominado por onda de choque, que faz com que o escoamento volte a subsônico reconvertendo a energia cinética em pressão e fazendo com que o escoamento possa atingir isentropicamente, a partir de Py, a pressão de saída do bocal Ps = Pv = P3. O escoamento entre a seção do choque até a seção da saída será subsônico. A curva representativa da variação da pressão através do bocal, inclusive o salto de pressão que ocorre na seção do choque, quando a pressão passa subitamente de Px para Py, está representada na figura pela curva 3 do regime II que representa o regime no qual o choque se dá no interior do difusor, antes da seção de saída. Reduzindo-se ainda mais a pressão da demanda Pv, a onda de choque move-se no sentido da seção da saída do bocal. Quando Pv atinge um valor corresponde à pressão dada pelo ponto 4, estabelece-se a onda de choque normal na seção de saída do bocal e neste caso pode-se dizer que o fluxo no bocal é totalmente supersônico, porém não totalmente isentrópico. Abaixando-se mais ainda o valor de Py até que se tenha Pv igual a pressão do ponto 6, aí teremos um fluxo totalmente supersônico e isentrópico, inclusive na seção de saída. Neste caso teremos ainda que Ps=Pv. Para valores de Pv entre os pontos 4 e 6 (regime III) por exemplo, quando Pv atinge o valor da pressão do ponto (5), o fluxo no bocal é ainda supersônico e isetrópico, com Ps=P6. Imediatamente à jusante da seção de saída do bocal, o fluxo assume então um caráter extremamente complexo de tal forma que o fluido varia sua pressão de Ps=P6 até o valor Pv=P5. Também, se a pressão Pv for inferior ao valor da pressão no ponto 6, todo o fluxo no bocal é isentrópico e supersônico com Ps=P6 . O fluxo na região após a saída do bocal


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é também bastante complexo e não mais unidimensional possibilitando desta forma que a pressão do fluido passe de Pv=P6.

Após a explicação quanto aos vários tipos de fluxos através de um bocal convergente-divergente podemos voltar ao nosso exemplo, a válvula. Desta forma, dependendo da pressão da demanda do processo ou contra-pressão podemos ter vários tipos de escoamento e sempre que atingirmos uma velocidade supersônica, tanto no interior da parte divergente do bocal como a saída deste, um processo irreversível de ondas de choque (normais e oblíquas) surgirá para tornar o escoamento subsônico. Vamos analisar tudo isso, mediante o exemplo dado na figura a seguir, onde vemos esquematicamente uma válvula globo e seu gradiente de pressões. Sempre que a pressão estática no interior da válvula atingir um valor de aproximadamente 50% do valor da pressão estática na entrada da válvula, a velocidade atinge o valor sônico (Mach 1) e nesse ponto nenhuma redução adicional da pressão a valores inferiores a 50% da pressão de entrada P1 deve dispor de uma área de expansão à jusante desse ponto. Seguindo-se as leis da expansão isentrópica, uma diminuição da pressão ocorre através de um subseqüente aumento do volume. Dependendo da relação de áreas entre entrada e saída da tubulação à jusante, pode-se esperar aumentos de velocidade até valores da ordem de Mach 2 ou 3. Essa alta energia cinética é reconvertida rapidamente em pressão através das ondas de choque que ocorrem à jusante da válvula. Nesse ponto devido ao processo da reconversão de energia, atinge-se altos níveis de ruído aerodinâmico. No mecanismo das ondas de choque desenvolvem-se altos níveis de ruído, daí o porque da necessidade da limitação da velocidade do fluxo na saída da válvula, evitando-se que essa ultrapasse a velocidade sônica. Caso contrário, sendo a velocidade do fluxo na saída da válvula superior à sônica, a tubulação à jusante dela irá funcionar como um verdadeiro amplificador de velocidade, e portanto de ruído, pois num regime de escoamento supersônico, a velocidade aumenta com o aumento da área de passagem, conforme podemos deduzir pela expressão, para escoamentos isentrópicos e com pouco atrito:

)Mc1(V

dVA

dA 2−−=


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Escoamento atraves de uma válvula de controle Assim, enquanto o escoamento for subsônico, ou seja Mc < 1, a velocidade aumentará conseqüentemente a redução da área de passagem, como acontece os bocais convergentes subsônicos. Propõem-se se o escoamento for supersônico, isto é, Mc > 1, a velocidade aumenta com o aumento da área de passagem. Limitação da velocidade dos fluidos compressíveis na saída da válvula Como mencionamos no item anterior, a única forma de eliminarmos que a velocidade supersônica seja transmitida à jusante da válvula é limitar o valor que a velocidade de escoamento na saída da válvula seja superior à velocidade sônica evitando-se, assim, a ocorrência de uma fonte de ruído de origem secundária a qual poderá ser pior do que aquela produzida pela válvula em si como produto da queda de pressão. É prática comum e de aceitação internacional procedimento do cálculo de um mínimo diâmetro de saída sônico.


SENAI 176

Selecionando-se um diâmetro de corpo superior ao diâmetro de saída sônico, estamos assegurando que a velocidade do fluxo na saída da válvula é inferior à sônica, isto é, teremos uma velocidade Mach 1,0, e portanto um escoamento subsônico à jusante da válvula. O referido diâmetro de saída sônico pode ser calculado através das seguintes equações: Gases:

kGT

PQNd 2

2162 =

Vapor saturado:

TvWNd 172 =

Vapor superaquecido:

TvWNd 182 =

Desta forma, nas aplicações com fluidos compressíveis nas quais haja uma proporção de queda de pressão o suficientemente elevado para produzir um fluxo supersônico na saída da válvula, o dimensionamento do tamanho do corpo será regido em função do cálculo do mínimo diâmetro sônico de saída conforme dado das equações. O diâmetro da passagem, ou seja, o orifício, permanecerá conforme o estabelecido através do procedimento de cálculo do coeficiente Cv. Se o mínimo diâmetro sônico de saída for maior que o diâmetro correspondente ao Cv calculado, aquele deve prevalecer para efeito do dimensionamento do corpo da válvula. N – constantes numéricas A constante numérica N, é uma função das unidades de medição utilizadas. Na tabela abaixo são dados os valores para as várias constantes numéricas.


SENAI 177

Variáveis N Q W P T d v V

N10 = 0,408 = 354

GPM M3/H

- -

- -

- -

pol. mm.

- -

pés/seg. m/seg.

N11 = 0,156 = 1,23

SCFH NM3/H

- -

psi bar (abs.) K

R K

pol. mm.

- -

pés/seg. m/seg.

N12 = 3,06 = 354

- -

Lb/H Kg/H

- -

- -

pol. mm.

Pé3/lb M3 kg

pés/seg. m/seg.

N13 = 13380 = 91

- -

- -

- -

R K

- -

- -

pés/seg. m/seg.

N14 = 3600 = 20

- -

- -

- -

- -

- -

- -

pés/seg. m/seg.

N15 = 4086 = 1038

- -

- -

psi bar (abs.) K

R K

- -

Pé3/lb M3 kg

pés/seg. m/seg.

N16 = 0,00684 = 0,27

SCFH NM3/H

- -

psi bar (abs.) K

R K

pol. mm.

- -

- -

N17 = 0,026 = 3,94

- -

Lb/H Kg/H

- -

R K

pol. mm.

Pé3/lb m3 kg

- -

N18 = 0,0252 = 3,81

- -

Lb/H Kg/H

- -

R K

pol. mm.

Pé3/lb m3 kg

- -

Valores das constantes numéricas Nomenclatura: A Área d Diâmetro da Válvula D Diâmetro da Linha G Peso Específico Relativo K Relação dos Calores Específicos M Peso molecular Mc Número de Mach N Constante Numérica P Pressão Absoluta Q Vazão Volumétrica T Temperatura absoluta V Velocidade Vc Velocidade do som V Volume específico


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W Vazão Ponderal Subíndices: 1 Montante 2 Jusante Exemplo: Vamos acompanhar o procedimento global do dimensionamento de uma válvula de controle. Assim, sejam dados: Fluido = dióxido de enxofre (SO2) – gás; Pressão de entrada (P1) = 680 psi; Pressão de saída (P2) = 90 psi; Vazão (Q) = 205.000 SCFH Temperatura (T) = 450 oF Diâmetro da Linha (D) = 2 1/2" (SCH 40) a) Cálculo do Coeficiente de Vazão Cv

ZMTsYPCFNQ

11Vpq=

Dados do dióxido de enxofre: Peso Molecular: (M) = 64 Razão dos calores específicos (k) = 1,25 Pressão crítica (Pc) = 1143 psi Temperatura crítica (Tc) = 315 oF + 460 = 775o R Peso específico relativo: (G) = 2,20 O fator de compressibilidade Z é: Pressão reduzida:

59,01143680

PP(Pr)

C

1 ===

Temperatura reduzida:

17,1775910

TT)Tr(

C

1 ===


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Pr = 0,59 Tr = 1,17

Por outro lado, temos também que 86,0680

90680PPx1

=−

=∆

=

Portanto, voltando com os correspondentes valores temos:

)85,0()910(6486,0)Y(680)CF(7320000.205 VP=

YFPCV = 9,88 Vamos agora admitir em função dos dados de processo, que o tipo de válvula a ser selecionada é do tipo globo convencional sede simples, igual porcentagem do contorno. Visto que o diâmetro da linha é 2.1/2” e o valor calculado para YFPCV, vamos presupor inicialmente uma válvula de 1.1/2” de diâmetro. Portanto teremos: Cv = nominal = 27 d = 1.1/2” XT = 0,72

6,05,25,1

Dd

125,127

dCN

22V3

==

==

Por outro lado, temos também:

89,040,125,1

40,1kFK ===

64,0)72,0(89,0XF TPK ==

Com o valor máximo de x a ser utilizado nas equações, é limitado pelo produto FK XTP , neste caso 0,64 devemos corrigir os valores até aqui obtidos, utilizando-se x = 0,64, ou seja:

)85,0()910(6464,0680)YCF(7320000.205 VP=

Z=0,85

FP=0,95 XTP ≅ 0,72


SENAI 180

YFPCV = 11,45 Mas:

67,0)64,0(3

64,01XF3x1y

TPK=−=−=

Portanto temos:

98,17)95,0(67,0

45,11)F(Y

45,11CP

V ===

Um CV calculado de 17,98 para um CV nominal selecionado de 27, significa que a válvula irá operar permitindo a passagem de 67% da sua máxima capacidade, e sendo a característica de vazão do tipo igual porcentagem, a válvula em questão irá trabalhar a aproximadamente 90% do seu curso total. b) Verificação do nível de ruído SPL = SPLQ + SPLP + SPLE + SPLG + SPLA onde: SPLQ = 22 db SPLP = 75 db SPLE = 28 db

dbA51120940log2320,2log20

)ar(Vc)gás(Vclog23)G(log20SPLG =+=+=

SPLA = 17 db Então: SPL = 22 + 75 + 28 + 5 – 17 = 113 dbA Verifica-se, portanto, que o nível de ruído é excessivamente alto, proveniente principalmente do excesso de velocidade, já que a relação da redução de pressão é da ordem de 8:1, que é bem maior do que 1,89:1. Devemos, portanto, verificar e limitar a velocidade de escoamento. c) Verificação da velocidade de fluxo na entrada da válvula


SENAI 181

min/pés020.195,1

)910(000.205)156,0(PdQTNV

21

2111

1 ===

Essa velocidade está de acordo com os limites estabelecidos, os quais limitam uma máxima velocidade na entrada de uma válvula de 1.1/2” de diâmetro da ordem de 20.000 pés/min. d) Cálculo da velocidade sônica do fluido

min/pés408.56)SO(V64

)910(25,1)60(223MkTN)SO(V 2C132C ====

e) Verificação do número de Mach na saída da válvula

S

2

VVMach =

onde a velocidade na saída da válvula (V2) é:

min/pés712.143)90(5,1

)910(000.205x)156,0(PdQTNV

22

2111

2 ===

Assim:

5,2408,56712,143Mach ==

Na saída da válvula, o fluxo apresenta um escoamento supersônico da ordem de Mach 2,5. Devemos, portanto, limitar a velocidade de saída V2, para evitarmos desta forma, os altos níveis de ruído a serem transmitidos à atmosfera e a tubulação à jusante da válvula. f) Cálculo do diâmetro de saída sônico

25,1)20,2(910

90000.20500684,0

kTG

PQNd

2162 ==

d2 = 2,06”


SENAI 182

Significa que o corpo da válvula deve possuir diâmetro maior do que 2,06”, para termos uma velocidade na saída dela inferior à sônica. Portanto uma seleção correta daria para utilizarmos uma válvula modelo 903 (ou 904, dependendo da posição por falha) de 2 1/2" x 1 1/2" que possui um CV nominal de 22, isto é, trabalharia para permitir o escoamento de 205.000 pés cúbicos normais por hora do gás, numa abertura de 94%. Para termos uma idéia da redução obtida no nível de ruído, poderemos proceder da seguinte forma: Utilizando-se de uma válvula com corpo de 2 1/2" teremos na sua saída uma velocidade:

min/pés736.51)90(5,2

910)000.205(156,0V22 ==

ou seja, Mach = 0,9, contra um escoamento com Mach, 2,5 tido originalmente quando da seleção preliminar de uma válvula de 1 1/2". Reduzimos, portanto, a velocidade de aproxidamente 3 vezes. Como a potência sonora é proporcional a velocidade elevada a oitava potência (no caso de fluidos subsônicos) e à 6,5 potência no caso de fluxos supersônicos, neste caso teríamos uma redução da potência sonora da ordem de 33 db no nível de ruído produzido. g) Revisão da correção do fator FP

Pelo anteriormente exposto, a válvula a ser utilizada é de 2 1/2" x 1 1/2". Sendo que a velocidade de escoamento na tubulação é recomendada em valores inferiores à Mach 0,3, iremos calcular o diâmetro da tubulação à jusante da válvula.

)3,0(.VVVV

3,0Mach C2C

2 ==

min/pés922.16)3,0(408.56V2 ==

Portanto, a tubulação deve ter um diâmetro:

"3,4)90(922.16

)910(000.205)156,0(D2 ==


SENAI 183

Isso significa que a tubulação à jusante da válvula deve ter um diâmetro interno superior a 4,3”. Vamos selecionar, então, uma saída em 6” de diâmetro. Desta forma, a montagem da válvula seria conforme o esquema dado abaixo.

O fator FP, portanto, requer uma correção, pois foi calculado em função da suposição de que a válvula seria instalada entre dois cones iguais de redução, fato esse que agora vemos não ser verdadeiro. Vamos, então, calcular o novo fator FP:

2

2V

2

P

dC

NK

1

1F

+

=∑

onde: N2 = 890 ∑K = K1 + K2 + KB1 + KB2 No nosso exemplo: K1 = 0 KB1 = 0 e, portanto ∑K = K2 + KB2

68,065,210,1

Dd

10,1K2

2

22

22

22

2 =

−=

−=


SENAI 184

03,065,20,1

Dd

1K44

2

22B =

=

−=

então: ∑K = 0,68 + 0,03 = 0,71 Assim:

99,0

5,227

89071,01

1F2

2

P =

+

=

Assim, o CV final será:

26,17)99,0(67,0

45,11CV ==

Exercícios Resolvidos Exercício 1 Fluido = água; Vazão (Q) = 250 GPM; Pressão de entrada (P1) = 75 psi; Pressão de saída (P2) = 65 psi; Temperatura (T) = 60°F; Densidade Relativa (G) = 1,0; Diâmetro de Linha (D) = 4” (SHC 40). Solução: 1) Cálculo do Coeficiente CV

GPCFFFNQ VRYP1

∆=


SENAI 185

Das tabelas, obtemos que para a temperatura de 60°F, a pressão de vaporização da água é 0,25 psi e a pressão crítica é 3206 psi. Tratando-se de um líquido, devemos nos precaver de um possível estado de “vazão bloqueada”, na qual ocorre a vaporização do líquido, podendo com isso termos “flashing” ou então cavitação. Se o fator FY for maior do que 1, não surgirá n “vazão bloqueada” e suas conseqüências.

PPFP

FF VF1LY ∆

−=

Onde: FF = 0,96 – 0,28 C

V

PP = 0,96 – 0,28

320625,0 = 0,958

(1) FY = FL 1025,0958,075 ×− = 2,73 FL

O valor FL é função do tipo de válvula utilizada. Como nos dados não se forneceu o tipo de válvula, teremos que escolhe-la. Poderíamos, por exemplo, analisar o problema da seguinte forma: pela expressão (1), o fator FY depende do FL e este do tipo de válvula. Portanto FY depende do tipo de válvula selecionada. Se FY > 1, temos um escoamento não cavitante. Se FY < 1, o escoamento é tipo fluxo bloqueado. Portanto, na expressão (1); Se FY > 1 2,73 FL > 1 FL > 0,36 (1) Como qualquer válvula de controle possui um FL superior a 0,36, independentemente do tipo de válvula a ser escolhida, não terá possibilidade de surgir a cavitação, “flashing”, etc. Vamos portanto, escolher uma válvula globo convencional sede dupla, série 900, obturador tipo contorno e portanto FL = 0,89. Temos então que: FY = 2,73 (0,89) = 2,42 Voltando a equação básica, temos:


SENAI 186

250 = 1,0 (FP CV) 1,0 (1,0) 0,1

10

onde assumimos FR = 1,0, pois por ser água, o fluxo é turbulento por excelência. Obtemos, assim: FP CV = 79 Nesta altura, face ao valor de produto FP CV, temos que escolher previamente um diâmetro de válvula, para então podermos calcular o valor do fator FP, o qual considera a correção em função da diferença no diâmetro, entre a linha e a válvula. Pelo catálogo da série 900, vemos que uma sede dupla de 3” de diâmetro apresenta um CV = 110. vamos então calcular o FP, já que a linha é de 4” de diâmetro. Por uma tabela, obtemos o valor de FP, conforme segue:

75,0"4"3

Dd

==

FP = 0,98

123

)110(1dCN

22V3 ==

Assim, teremos finalmente:

8198,0

79CV ==

Toda vez que um válvula for instalada numa linha de maior diâmetro, isto é, sempre que o fator FP for menor do que 1,0, devemos corrigir o valor do FL utilizado, o qual sob a influência da tubulação passa a ser FLP. Embora nas válvulas tipo globo, a correção do FP seja praticamente desprezível, é conveniente acostumar a considerá-la, para principalmente utilizá-la nos casos das válvulas de alta recuperação de pressão, tais como as válvulas borboleta e esfera. Portanto, teremos:

21

22Vi

2L

LP 890)d/C(K

F1F

−

+=

onde: Ki = K1 + KB1


SENAI 205

Acessórios de uma válvula de controle

Descreveremos os principais e mais comuns acessórios de uma válvula de controle. Como acessórios podemos definir determinados dispositivos que se utilizam na válvula, para obter determinadas adaptações com o sistema de controle ou sofisticações quanto à operação da controlabilidade. Os principais tipos de acessórios utilizados são os posicionadores, válvulas solenóides, reguladores de ar, transdutores eletropneumáticos, volantes auxiliares manuais, etc. Dentre todos, é sem dúvida alguma o posicionador o mais comumente utilizado, sendo que em alguns tipos de válvulas, realmente deixa de ser considerado como acessório, passando a ser parte integrante da própria válvula. O posicionador pode ser pneumático ou eletropneumático. Posicionador pneumático Define-se como posicionador a um dispositivo que transmite a pressão de carga ao atuador, permitindo posicionar a haste da válvula no valor exato determinado pelo sinal de controle.


SENAI 206

Posicionador Pneumático Montado Numa Válvula de Controle tipo Globo. Um dos maiores enganos é o de julgar, precipitadamente, que uma válvula de controle com posicionador venha a desempenhar a sua função de melhor forma. Isto pode, talvez acontecer, porém a afirmação é duvidosa. A sua utilização nas válvulas, que não precisam obrigatoriamente de seu uso deve ser criteriosa, pois às vezes o controle torna-se mais estável e com melhor desempenho sem a utilização do posicionador na válvula. Isto se deve ao fato de que, sendo o posicionador um elemento que contribui com uma constante de tempo adicional à malha de controle, torna-se um pouco mais difícil o ajuste global para um desempenho dinamicamente estável. Um posicionador opera adequadamente, quando o seu tempo de resposta junto com a válvula é muito mais rápido que o do processo. Em outras palavras, a freqüência oscilatória do circuito de controle, respondendo a um distúrbio no processo, deve ser no mínimo 5 a 10 vezes menos que a largura da banda do controlador. Certos sistemas lentos necessitam do uso de posicionadores nas válvulas. Tais sistemas seriam o controle da temperatura, controle de nível líquido, controle de vazão de gás e mistura. Em outros sistemas mais rápidos, tais como o controle de pressão de um líquido ou de vazão de líquido, um “booster” amplificador é normalmente utilizado com sensíveis vantagens.


SENAI 207

Esquema de uma válvula operando: (a) sem posicionador e (b) com posicionador. Princípio de funcionamento do posicionador pneumático Vamos analisar como funciona um posicionador pneumático com o auxílio do esquema da figura. Na figura vemos uma válvula que é operada diretamente por um controlador. O sinal de saída típico de um controlador pneumático varia de um mínimo de 0 psi até um máximo de 20 psi. A faixa de mola mais comum nas válvulas opera de 3 a 15 psi.


SENAI 208

São necessários portanto 15 psi para comprimir a mola da válvula. A pressão de ar excedente a esses 15 psi é utilizada para fechar a válvula contra a pressão do fluido à montante. Na segunda figura vemos esquematicamente a mesma válvula, porém operada diretamente por um posicionador, intercalado entre o controlador e a válvula. O sinal de saída do controlador, neste caso, vai para a entrada do posicionador ao invés de ir para a válvula. O posicionador então compara o sinal que recebe do controlador com a posição da haste da válvula através do seu braço de realimentação. Se a haste não está corretamente posicionada, então ele manda para o atuador mais ar (ou retira mais ar) até que acuse a correta posição da haste. Vamos agora acompanhar o seu funcionamento de forma mais detalhada:

Esquema do Princípio de Funcionamento do Posicionador Pneumático Ao aumentar o sinal de saída do controlador entrando no posicionador, atua-se sobre um fole, expandindo-o e fazendo com que a palheta obstrua ainda mais o bocal. Conseqüentemente o aumento da pressão no bocal faz deslocar o diafragma do relé, abrindo a válvula interna de alimentação e desta forma faz com que a pressão sobre o diafragma do atuador da válvula aumente e esta mova a sua haste para baixo. O posicionamento da haste é verificado por meio de um excêntrico, que envia a informação correta da posição da haste à palheta, fazendo-a afastar-se do bocal. A


SENAI 209

pressão no bocal diminui e a válvula e alimentação do conjunto do relé fecha, para evitar qualquer aumento posterior na pressão de saída. O posicionador está outra vez em equilíbrio, porém a uma pressão de instrumento (pressão de saída do controlador) maior e uma nova posição da pressão de saída do controlador diminuam, ocorre o mesmo processo de forma inversa. Aplicações recomendadas da utilização do posicionador São basicamente os seguintes motivos da necessidade da utilização de um posicionador numa válvula de controle: a) Para compensar a força gerada pelo atrito: nas aplicações em processos de alta pressão ou aplicações outras, onde a gaxeta esteja bastante apertada, para evitar vazamentos, há o surgimento de um atrito considerável contra a haste, produzindo-se uma histerese e tempo morto maior que o limite normalmente aceito. Nesses casos, aconselha-se a utilização de um posicionador, para enviar maior volume de ar, compensado o atraso na resposta da válvula, devido às excessivas forças de atrito nas gaxetas. b) Para aumentar a força de assentamento nas válvulas tipo sede simples: uma aplicação comum é a utilização de um posicionador, com pressão de alimentação de 35 psi, numa válvula tipo sede simples. Se usarmos um mola com faixa de 3 a 15 psi, os primeiros 15 psi enviados pelo posicionador serão suficientes para comprimir a mola. Os restantes 20 psi, são disponíveis para produzir uma força maior de assentamento do obturador contra a sede, vencendo a força estática do desequilíbrio do fluido, atuando contra o obturador com posição totalmente fechada. c) Para aumentar a velocidade de resposta da válvula: se uma válvula de controle for operada diretamente por um controlador pneumático, a velocidade de operação da válvula depende de: • Distância entre controlador e válvula e diâmetro da tubulação do sinal do controlador à válvula. • Volume do atuador. • Capacidade do relé do controlador. Ao utilizarmos um posicionador na válvula, o sinal do controlador indo diretamente ao posicionador e se este não requer um volume de ar muito grande, evitaremos o transporte de grandes quantidades de ar entre o controlador e o posicionador. Isso faz


SENAI 210

aumentar a velocidade de resposta da válvula. Geralmente, o relé piloto do posicionador possui uma área de passagem maior que a do controlador e, portanto, o ar do posicionador para a válvula desloca-se mais rapidamente e em maior volume obtendo-se, assim, também, maior velocidade na resposta da válvula. Abaixo vemos o aumento da velocidade de resposta que o posicionador proporciona.

Tempo de Resposta (seg).

Sinal do Controlador direto no

Atuador (sem poscionador)

Área do Diafragma

(pol.2)

Curso daVálvula

(pol.)

Constante de Tempo do Posicionador

(seg.)

Válvula com Posicionador Pneumático

Válvula

com Solenóide

de ¼”

Com Booster”

de Volume

Com Relé no

Controlador

Sem qualquer acessório

50 3/4 4 3 2 1 4 15 75 1 8 6 2,5 2 7 32

100 1. 1/2 12 10 4 3 16 70 150 2 20 20 9 6 28 140 200 3 36 40 17 10 65 260

Tabela: Velocidade na Resposta de uma Válvula com e sem acessórios d) Para operar atuadores pneumáticos tipo sem mola: a figura abaixo mostra um controlador operando uma válvula de controle pneumático com atuador tipo sem mola, como seria, por exemplo, o atuador pneumático tipo pistão.


SENAI 211

Válvula de Controle com atuador Pneumático sem mola e sem posicionador, para aplicações de controle biestável. Esta configuração é geralmente utilizada em aplicações de controle tipo biestável. A grande vantagem desta construção é a de proporcionar grandes forças de assentamento, já que não temos necessidade de primeiramente comprimir a mola. Na figura abaixo vemos a mesma válvula e atuador, porém com posicionador acoplado. Admitindo agora que, o controlador seja do tipo ação modulada (proporcional, proporcional + integral, etc), com uma saída variando aproximadamente de 0 a 20 psi, o posicionador aplicará uma pressão de ar (até 35 psi) necessária para corrigir a posição da haste da válvula, de acordo com o sinal de saída do controlador. A grande vantagem deste arranjo é o de obtermos uma força de assentamento maior contra a pressão do fluido à montante. A principal desvantagem é a diminuição de estabilidade do sistema pela ausência da mola do atuador e também a falta de posição de segurança por falha. Em caso de falha do suprimento de energia, este tipo de arranjo faz com que o atuador permaneça na posição que tinha quando ocorreu a falha.


SENAI 212

Atuador Pneumático sem mola numa Válvula de Controle com Posicionador para aplicações em controle modulado. e) Para permitir uma operação de faixa dividida (“split range”): às vezes é desejável operar uma válvula de controle utilizando-se apenas de uma parte da faixa do sinal de saída do controlador. Isto pode ser realizado se especificarmos um posicionador para esta utilização particular. Um arranjo comum é o de ter uma válvula e um posicionador operando sobre 3 a 9 psi de sinal de saída do controlador, enquanto que outra válvula e posicionador operam sobre 9 a 15 psi de saída do mesmo controlador. f) Para inverter a ação da válvula: um posicionador cuja pressão de ar de saída aumenta conforme aumenta o sinal de entrada é denominado de posicionador de ação direta. Um posicionador cujo o sinal de saída, diminui conforme aumenta o sinal de entrada, é denominado de posicionador de ação inversa. A mudança da ação do posicionador é facilmente realizada no próprio campo. g) Para modificar a característica de vazão da válvula: a maioria dos posicionadores são lineares, isto é, eles mudam a posição da haste da válvula linearmente em relação à pressão de saída do controlador. Contudo, alguns posicionadores possuem meios geralmente uns excêntricos de mudar essa relação linear e, portanto, alteram a característica de vazão da válvula. Os resultados combinados soma das duas características de vazão podem não oferecer um melhoramento em certo casos, devido à constante de tempo da válvula, como também, o seu ganho que é afetado, pelo formato de excêntrico.


SENAI 213

h) Para aplicações de banda larga proporcional: quando a válvula deve responder a variações muito pequenas na pressão de ar (menos do que 0,25 psi), é recomendada a utilização de um posicionador. i) Natureza do meio fluido: se o fluido do processo tende a grudar ou aglomerar-se nas partes das válvulas, provocando um aumento do atrito entre as partes móveis o uso do posicionador é recomendado para proporcionar força adicional necessária para vencer esses atritos. Conclui-se que, basicamente, a utilização de um posicionador acoplado à válvula de controle nos assegura que a posição do obturador da válvula seja sempre proporcional ao valor de pressão de saída do controlador, independente das forças de atrito na gaxeta, histerese do atuador a diafragma ou forças de desequilíbrio do fluido sobre o obturador da válvula. Um posicionador contudo não pode corrigir um mau desempenho, quando: a) A válvula de controle é super ou subdimensionada; b) O controlador possui uma excessiva banda morta e histerese; c) A resposta dinâmica do sistema completo de um controle é muito lenta para satisfazer os desejados requisitos do processo que está sendo controlado. Posicionador eletropneumático De função similar ao posicionador pneumático, este posicionador diferencia-se do anterior pelo fato de aceitar um sistema de entrada elétrico, normalmente analógico. Princípio de funcionamento do posicionador eletropneumático Na figura abaixo mostra-se esquematicamente o seu princípio de funcionamento. Uma força eletromotriz é produzida quando um sinal elétrico é introduzido na bobina do motor. Esta força, tem que ser balanceada por uma mola que é defletida pelo movimento da haste da válvula. Um aumento do sinal temporariamente, inclina uma palheta que obstrui um bocal do ar, o qual por sua vez, depois de ser amplificado num relé, move a haste do atuador até a posição desejada. A variação na posição da haste faz aumentar a tensão na mola de realimentação, até que a força eletromotriz da bobina seja balanceada.


SENAI 214

Esquema do princípio de funcionamento do posicionador eletropneumático Posicionadores eletropneumáticos, geralmente possuem tampos à prova de explosão e devem ser aptos a trabalhar sob regime de vibração de níveis de 2 a freqüências inferiores a 60 Hz. Se a vibração da válvula ou a do local onde está instalada for superior a esse nível, recomenda-se a utilização de um transdutor eletropneumático instalado remotamente, e a válvula de controle com posicionador pneumático. Se o controle do processo for por computador e o sinal de saída deste sendo digital, precisa ser transformado em analógico. Pode-se evitar o uso de um conversor digital-analógico, utilizando-se de posicionadores eletropneumáticos digitais, os quais aceitam uma entrada tipo pulso digital. Limitações do uso do posicionador As alterações e usos recomendados que foram mencionados são considerados tradicionais. Contudo, recentes estudos e pesquisas têm indicado que, o uso de um posicionador pode prejudicar a qualidade do controle em processos rápidos, tais como: pressão e vazão de líquidos. Onde, necessita-se, por exemplo, de maiores pressões


SENAI 215

de ar, para efeito de fechamento da válvula ou de maior rapidez de operação, está recomendando-se a utilização do “booster” no lugar do posicionador. Para processos lentos, como a maioria dos sistemas térmicos, nível de líquidos e alguns processos de pressão de grande volume de gás, o posicionador deve melhorar a qualidade do controle. Tipos de posicionadores em função do tipo de atuador Os posicionadores até agora mencionados são do tipo de simples ação, para utilização em conjunto com atuadores pneumáticos de simples ação, isto é, ou com mola de retorno ou com carga de ar, que substitui o efeito da mola. Porém, para utilizarmos um atuador de dupla ação em controle modulado, é necessária a utilização de um posicionador também de dupla ação. Tal tipo de posicionador, possui um relé de reversão que produz uma saída balanceada, a qual pode ser aplicada a lados opostos de um cilindro ou pistão. O relé de reversão produz um sinal invertido, aumentando a pressão quando a saída do posicionador diminui, e vice-versa. Os dois sinais de face oposta podem, portanto, operar um pistão ou cilindro de ação dupla, conforme o esquema.

Esquema do princípio de funcionamento do posicionador de dupla ação


SENAI 216

“Boosters” pneumáticos de volume e de pressão Não muito conhecidos e utilizados os “boosters” tem aumentado consideravelmente a sua utilização, face a diversos estudos quanto a utilização dos posicionadores, como foi comentado em itens anteriores. Existem dois tipos de “boosters”: de volume e de pressão. “Boosters” de volume Este tipo de “boosters”, pode ser utilizado para aumentar a velocidade da operação de uma válvula de controle, conforme o esquema abaixo:

“Booster” Pneumático

Esquema da utilização de um “booster” de volume numa malha de controle O controlador aplica seu sinal de saída, diretamente ao “boosters”, no qual, aproximadamente 1 pé cúbico de ar é necessário para posicionar o seu piloto. Desta forma, o volume de ar que se desloca entre o controlador e o “booster” é muito pequeno. O ar que opera a válvula de controle vem através do “booster” e desde que


SENAI 217

esse piloto possua uma grande capacidade de passagem (da ordem de 35 SCFM), o tempo para cursar totalmente a válvula de controle é substancialmente reduzido. Se utilizarmos uma válvula redutora de pressão na linha de alimentação de ar para o “boosters” esta terá que ser do tipo de alta capacidade, afim de não limitar a capacidade de saída do “booster”. “Boosters de pressão” Os “boosters” de pressão geralmente são também de volume, entretanto, a sua principal função é a de aumentar a pressão vinda do controlador. Na figura a seguir vemos esquematicamente uma válvula de controle sede simples (ar para abrir), com faixa de mola 6 a 30 psi. A mola mais forte é para obtermos um fechamento de válvula contra uma alta pressão à montante. Contudo, a saída normal do controlador (máximo 20 psi) não é suficiente para abrir a válvula. Um “booster” de pressão com relação de multiplicação de 2:1 resolve esse problema, tornando o sistema operacional. O “booster” é preferível ao posicionador, devido ao seu menor custo. Ainda, o “booster” não fecha o circuito ao redor da válvula, fato este que, pode proporcionar maior estabilidade em sistemas de resposta rápida.

Esquema da utilização de um “booster” de pressão numa malha de controle.


SENAI 218

Válvulas solenóides A sua utilização principal é em aplicações de controle biestável, pilotando uma válvula de controle pneumático, conforme figura abaixo:

Esquema da utilização da válvula Solenóide de 3 vias para atuar numa Válvula de controle pneumática, em controle biestável. A válvula solenóide também pode ser instalada em aplicações de controle modulado, para serviço de emergência como podemos acompanhar pela figura abaixo.

Esquema da utilização da Válvula Solenóide de 3 vias, numa aplicação de emergência, em controle modulado.


SENAI 219

Neste tipo de aplicação, uma válvula solenóide de 3 vias é instalada entre o controlador (ou posicionador) e a válvula de controle, de forma que normalmente, a saída de escape esteja fechada (isto é, estando a válvula solenóide desenergizada, a passagem de ar é direta para a válvula de controle). Em casos de necessidade de bloquear a válvula de controle, por medida de segurança, um sinal elétrico pode ser acionado remotamente, energizando instantaneamente a válvula solenóide e abrindo o escape. Fica assim, a válvula de controle sem ar de atuação e devido à força da mola, fecha ou abre rapidamente. Chaves indicadoras de posição São utilizadas para indicação remota da posição da haste da válvula. Essa indicação fornecida pela chave indicadora é do tipo de duas posições, ou seja, possibilita a indicação, por exemplo, de válvula fechada e de válvula aberta. São montadas diretamente na torre do atuador (caso seja atuador do tipo de deslocamento linear) ou no adaptador (caso seja atuador tipo rotativo). Transmissor de posição O transmissor pneumático de posição é um dispositivo para indicação contínua da posição da haste da válvula. É geralmente instalado sobre a torre do atuador, de forma similar ao posicionador. Na realidade o transmissor de posição é uma adaptação do posicionador. Através do braço de realimentação, ele sente a posição da haste da válvula e transmite um sinal pneumático proporcional de 3 a 15 psi a um indicador em lugar remoto. Transdutores eletropneumáticos Estes dispositivos convertem o sinal elétrico da saída de um controlador eletrônico em sinal pneumático compatível com o atuador pneumático da válvula de controle. Estes transdutores tanto podem ser corrente para pressão (I/P) ou tensão para pressão (E/P). O sinal de entrada de corrente é aplicado a um eletroímã. O campo magnético criado e a corrente produzem uma força que desloca a palheta alterando a posição relativa entre a palheta e o bocal. Isso faz aumentar ou diminuir a pressão no bocal, aumentando ou diminuindo o sinal de pressão para a válvula de controle.


SENAI 220

Conjunto filtro-regulador de ar Talvez um dos acessórios mais comuns seja o filtro–regulador de ar, que é uma válvula reguladora de pressão de ar, do tipo auto-operada, de pequenas dimensões e alta capacidade, com filtro de ar integral. A sua máxima capacidade de ar é ao redor de 20 SCFM. A sua função é a de fornecer ar limpo, a uma pressão constante compatível com os limites de alimentação dos posicionadores, “boosters”, etc.

Conjunto filtro e regulador de ar de instrumentação Volantes manuais Trata-se de um acessório amplamente utilizado na linha de válvulas de deslocamento linear da haste. Na maioria das válvulas rotativas, o volante já faz parte da válvula, não sendo considerado como acessório adicional propriamente dito. O volante manual é utilizado para possibilitar uma operação manual da válvula de controle, no caso de falta de ar. Existem dois tipos de volantes, conforme a sua instalação na válvula: de topo e de lateral. Um volante manual tipo montagem lateral é adaptado á torre do atuador, agindo diretamente sobre a haste da válvula. Costuma-se normalmente utilizar este tipo de montagem nas válvulas de grande diâmetro, em função da sua altura, o que tornaria bastante difícil a operação manual, caso a válvula tivesse volante de montagem tipo de topo.


SENAI 221

Volante Manual de Topo Volante Manual Lateral Exercícios 1. Faça um esquema para controle da variável vazão utilizando os seguintes

instrumentos: • Placa de orifício; • Controlador eletrônico; • Válvula de controle; • Posicionador eletropneumático; • Válvula solenóide (sistema de segurança); • Válvula reguladora de pressão; • Chave de fluxo. 2. Explique qual a função do Booster de pressão numa malha de controle. 3. Descreva o princípio de funcionamento de um posicionador eletropneumático. 4. Quais as vantagens da utilização do posicionador em uma válvula de controle. 5. Quais as desvantagens da utilização do posicionador em uma válvula de controle.


SENAI 222

Calibração de uma Válvula de Controle Objetivo: Operação e calibração de uma válvula de controle. Procedimento: 1. Prepare a válvula para calibração. 2. Fixe a válvula num suporte adequado. 3. Faça as ligações de acordo com a figura abaixo. 4. Aplique 3 psi no atuador e ajuste a compressão da mola, ao iniciar o movimento

(verifique com relógio comparador). 5. Ajuste a escala de curso em 0% para um valor inicial de entrada de psi. 6. Verifique o curso do atuador de 0 a 100%. Observação: se o curso for insuficiente verifique: • O comprimento da haste. • O aperto da gaxeta. • Os parafusos de limitação do curso do atuador. 7. Aplique uma pressão ligeiramente superior a 100% do curso. 8. Se a haste continuar movimentando vá para o item 9. 9. Aumente o comprimento da haste: a) Alivie parcialmente a pressão na válvula. b) Afrouxe os parafusos do bloco conector. c) Ajuste o comprimento da haste. d) Repita o início da calibração. Teste de calibração e verificação de estanqueidade com rotâmetro ou verificação da estanqueidade pela quantidade de bolhas e ar, referente a uma determinada vazão (verificar tabelas).


SENAI 223

1. Descreva os passos de calibração de uma válvula globo. 2. Faça o esquema de calibração em bancada para calibrar a válvula de controle tipo

globo.


SENAI 224

Objetivo: Alinhamento e calibração do posicionador pneumático Alinhamento O alinhamento do posicionador consiste no correto nivelamento do acionador a fim de que se consiga um saída de 9 psi constante para qualquer posição da palheta sobre o acionador. Procedimento: 1. Certifique-se de que o posicionador está com o came linear. Obs.: “A” 2. Desconecte a tubulação que liga a saída do posicionador ao atuador. 3. Conecte a saída do posicionador a um medidor de pressão (por exemplo, coluna

reta vertical). 4. Aplique 50% da faixa telemétrica (por exemplo, 9 psi) ao atuador. Obs.: a haste

deverá deslocar-se para 50% do curso. 5. Efetue o alinhamento das alavancas de realimentação como demonstrado na figura

abaixo:


SENAI 225

6. Posicione a haste da alavanca acionadora como demonstrado na tabela a seguir:

Posição da haste ao longo do rasgo na alavanca acionadora

Curso mínimo possível em polegadas

1 1/8” 1/4" 1 1/2“ 5/16”

2” 7/16” 2 1/2” 1/2"

3” 5/8” 4” 7/8”

7. Aplique 50% da faixa telemétrica à entrada do posicionador. 8. Alimente o posicionador. Obs.: Consulte os dados do fabricante.

9. Posicione a palheta no centro dos quadrantes. Gire o ajuste “D” (bico) no sentido

horário até o batente. Em seguida, solte-o no sentido anti-horário 1 volta e 1/2. Obs.: Esta posição deverá ser mantida inalterada para os passos seguintes.


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10. Ajuste em “A” para que o sinal de saída fique dentro da faixa telemétrica, de preferência em 50%.

Obs.: Após o ajuste, aperte a contra-porca. 11. Posicione a palheta na posição 10 do quadrante de ação direta. 12. Ajuste em “B” para uma saída de 50%. Obs.: Após o ajuste aperte as porcas. 13. Posicione a palheta na posição 10 do quadrante de ação reversa. 14. Ajuste em “C” para uma saída de 50%. Obs.: Após o ajuste aperte a contra-porca. 15. Repita os passos de 10 à 14 até obter repetibilidade. Calibração A calibração do posicionador consiste na escolha do tipo de calibração em função do tipo de controle, por exemplo: calibração padrão direto ou reverso, split-range direto ou reverso. Procedimento: 1. Refaça a ligação entre o atuador e a saída do posicionador. 2. Posicione a palheta no ponto 5 do quadrante desejado (ação direta ou reversa). 3. Aplique 50% da faixa telemétrica à entrada do posicionador. 4. Alimente o posicionador. Obs.: O atuador deverá parar em 50% do curso. Caso contrário, verifique o vazamento nas conexões, tipo de came, alinhamento. 5. Aplique 0% da faixa telemétrica. 6. Ajuste em “P” para início do curso. 7. Aplique 100% da faixa telemétrica. 8. Ajuste em “G” para obter o fim do curso. 9. Repita os passos de 5 à 8 para obter repetibilidade. Calibração Split-Range 1. Mova o braço da palheta para aumentar o curso atuando na fenda/engrenagem G

na ação direta ou reversa. 2. Varie a pressão efetuando todo o curso da válvula. 3. Reajuste a palheta manualmente D até que o curso da válvula resulte da variação

da pressão desejada.


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4. Ajuste a pressão do instrumento à pressão de partida da válvula de acordo com a ação do posicionador.

5. Ajuste o bico “D” até que o curso da válvula inicie conforme a pressão ajustada para partida.

Obs.: Se não houver movimento é necessário um novo ajuste no parafuso “A” além do ajuste do bico “D” para se obter resultados satisfatórios. 6. Repita os passos 3, 4 e 5 até obter os valores desejados. Obs.: Calibração na ação direta 3 a 9 psi ou 9 a 15 psi.

Calibração na ação reversa 9 a 3 psi ou 15 a 9 psi.


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Especificação de válvulas de controle

Nos diversos capítulos precedentes foram abordados de forma completa todos os assuntos referentes aos tipos de válvulas de controle, dimensionamento, características de vazão, atuadores, etc, matéria essa considerada como basicamente necessária e suficiente para o adequado desempenho das diversas funções profissionais que venham a lidar com válvulas de controle. Agora, neste capítulo, focalizaremos de forma objetiva os diversos e principais fatores que orientam a correta seleção de uma válvula de controle. Fatores principais que definem a seleção de uma válvula de controle O procedimento para a seleção da válvula de controle mais adequada para uma determinada aplicação baseia-se num conjunto de dados e informações muito importantes: as condições de operação e as informações referentes ao processo e fluido. É a partir desses dados que o próprio usuário ou fabricante da válvula poderá selecionar de forma correta a melhor válvula para uma determinada aplicação. Tal procedimento de seleção, embora não seja de todo fácil, é bastante facilitado se realizarmos uma análise por etapas dos diversos e principais fatores que influenciam na escolha de uma válvula. Tais fatores são: 1. Considerações quanto ao tipo de controle; 2. Considerações quanto ao tipo de válvula; 3. Considerações quanto ao custo da válvula; 4. Considerações quanto à pressão e queda de pressão; 5. Considerações quanto à temperatura; 6. Considerações quanto ao fluido; 7. Considerações quanto ao nível de vazamento;


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8. Considerações quanto ao sistema de guia do elemento vedante; 9. Considerações quanto à característica de vazão; 10. Considerações quanto aos materiais da gaxeta; 11. Considerações quanto aos materiais do corpo e internos; 12. Considerações quanto ao dimensionamento; 13. Considerações quanto à cavitação e “Flashing”; 14. Considerações quanto à erosão e a abrasão; 15. Considerações quanto ao Nível de ruído; 16. Considerações quanto ao atuador e acessórios; 17. Considerações quanto à instalação; Na tabela a seguir apresentamos de forma resumida os diversos tipos de válvulas de controle, assim como suas particularidades funcionais e construtivas. Essa tabela deverá servir apenas como uma espécie de guia durante a seleção, já que é realmente impossível sumarizar de forma objetiva e definitiva todas as particularidades, vantagens e desvantagens de cada válvula de controle.


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Guia Prático de Seleção de Válvulas de Controle


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Notas referentes à tabela


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Guia para o preenchimento da folha de especificações para válvulas de controle O preenchimento de uma folha de especificações é um item de muita importância não só para o usuário como também para o fabricante, pois completa diversos setores como vendas, engenharia e fabricação (por parte do fabricante) e engenharia, compras e inspeção (por parte do usuário). Numa folha adequada de especificações devem constar todos os dados e particularidades necessárias ao tipo de válvula requerida para uma determinada função. Mostraremos a seqüência para o correto preenchimento de uma folha de especificações para válvulas de controle. Como preencher uma folha de especificações para válvulas de controle Dados referentes ao geral 1. Etiqueta ou Tag. No: significa qual a identificação daquela válvula na planta. É o

número que as personaliza. É um dado a ser fornecido pelo usuário. O número de identificação deve constar na placa de identificação da válvula. Exemplo: PVC-4012, TCV-E40, etc.

2. Quantidade: significa a quantidade de válvulas requeridas. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 1, 2, etc.

3. Função: significa qual vai ser a aplicação da válvula de controle na planta. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: retorno de óleo BPF ao tanque TQ4, ou alimentação da coluna E4-B.

4. Tipo: significa qual o modelo completo da válvula de controle especificada. É um dado definido pelo fabricante em função da seleção da válvula.

5. Diâmetro nominal da linha: significa qual o diâmetro da linha na qual a válvula de controle será instalada. É um dado fornecido pelo usuário. Exemplo: 4”

6. Reserva. Dados referentes ao corpo e castelo 7. Diâmetro do Corpo/Diâmetro do orifício: significa qual o diâmetro das conexões do

corpo da válvula e qual o diâmetro do anel da sede. É um dado definido pelo fabricante em função do cálculo do Cv da válvula. Exemplo: 4”/4” x 3.7/8”; 24”/24”; 1”/1.1/8”, etc.

8. Tipo de Corpo/Classe: significa qual o tipo de corpo (ou tipo de válvula) a ser utilizado para aquela aplicação e qual a classe de pressão do corpo da válvula. Exemplo: Globo/600 ANSI: Borboleta/150 ANSI, etc.


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9. Material: significa qual o material do conjunto do corpo da válvula. É um dado definido pelo usuário. Exemplo: ASTM A216 Gr. WCB; ASTM A 351 Gr. CF 8M, etc.

10. Conexões norma: significa a norma que rege a conexão da válvula. É um dado que tanto pode ser fornecido pelo usuário quanto pelo fabricante. Exemplo: ANSI B16.% - 300 RF; ANSI B16.25 600 BW, etc.

11. Gaxetas: significa qual o material da gaxeta. Trata-se de um dado definido em função da temperatura e tipo de fluido. Normalmente é definido pelo fabricante, salvo indicações em contrário. Exemplo: TFE, amianto grafitado, etc.

12. Castelo tipo: significa qual o castelo a ser utilizado na válvula. É um dado normalmente definido pelo fabricante, em função da temperatura do fluido. No caso de castelo com fole de selagem é o usuário que define a sua utilização em virtudes das particularidades do fluido. Exemplo: normal, longo, com fole.

13. Lubrificação com válvula de bloqueio: significa se há ou não necessidade do uso de lubrificante em função do tipo de material utilizado para a gaxeta e se em caso afirmativo, houver necessidade de válvula de bloqueio no conjunto do lubrificador. É um dado em geral tanto fornecido pelo usuário como pelo fabricante. Exemplo: Sim (EH-1); Não; Sim (EH-2).

14. Material: Pris/Porcas: significa qual o material dos prisioneiros e porcas do corpo da válvula. É um dado definido pelo fabricante e função do material do corpo e da temperatura do fluido. Exemplo: ASTM A193 Gr. B7/ASTM A194 Gr. 2H, etc.

15. Material das Juntas: significa qual vai ser o material das juntas em função das propriedades do fluido e da sua temperatura. É um dado definido pelo fabricante. Exemplo: Asberit – U60, etc.

16. Reserva. 17. Reserva. Dados referentes aos internos 18. No de Passagens: significa o número de passagens internas do fluxo em função do

tipo de corpo da válvula. É um dado definido pelo usuário face ao tipo de válvula selecionada. Exemplo: duas, uma.

19. Característica: significa qual a característica de vazão selecionada na válvula em questão. É um dado de responsabilidade do usuário. Exemplo: linear, igual porcentagem “V”, etc.

20. Mat. Sede/Mat. Obturador: significa o material de construção dos internos. Este item somente será preenchido no caso das válvulas da família globo (convencional, gaiola, angular, bi-partida). É um dado a ser fornecido normalmente pelo usuário. Exemplo: Inox 316/Inox 316; Inox 416/Inox 416, etc.


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21. Mat. Sede/Mat. Esfera: item a ser preenchido somente no caso de válvulas esfera. Significa qual o material dos internos. É um dado normalmente definido pelo usuário. Exemplo: TFE/Inox 316; Inox 316 + Stellite/Inox 316 com cromo duro, etc.

22. Mat. Eixo/Mat. Disco: item a ser preenchido apenas para as válvulas borboleta. Significa qual o material dos internos. É um dado normalmente definido pelo usuário. Exemplo: Inox 316/Aço carbono WCB; Inox 316/Inox 316, etc.

23. Stellite no/tipo: item a ser preenchido apenas para as válvulas globo. Significa se há ou não necessidade de endurecimento por Stellite no obturador e caso afirmativo qual a parte endurecida do mesmo. O fato de o obturador necessitar de endurecimento por Stellite, é um dado que tanto o fabricante quanto o usuário facilmente podem definir. A principal dificuldade está quanto à definição do tipo de revestimento, ou seja, sobre quais partes do obturador será depositado o Stellite. Esse dado varia de aplicação para aplicação, e cabe principalmente ao usuário definir, face a anterior experiência, sobre quais partes do obturador deve ser depositado o Stellite. Exemplo: Sim/A; Sim/F; etc.

24. Tipo de Guias: significa onde é guiado o obturador, esfera, disco ou qualquer que seja o elemento vedante. É um dado definido pelo fabricante em função do tipo de válvula selecionada. Exemplo: superior ou inferior; sede; gaiolas superior e sede, etc.

25. Mat. das Guias: significa qual o material utilizado nas guias do obturador. É um dado definido basicamente pelo usuário em função da aplicação, caso contrário o fabricante poderá especificar os seus materiais padrões. Exemplo: Inox 17-4PH; Inox 440C; etc.

26. Reserva. 27. Reserva. 28. Reserva. Dados referentes à ação 29. Atuador diafragma/pistão: significa qual o tipo de atuador pneumático a ser utilizado

e no caso do atuador ser tipo diafragma deve ser indicado se é direto (A) ou inverso (B). É um dado normalmente definido pelo usuário. Exemplo: 320A/--;--/ 3122; 630B/----, etc.

30. Fecha c/ /Abre c/: significa qual a ação do atuador. É um dado definido pelo usuário. Exemplo: 15 psi/3 psi (isso significa que a válvula estaria fechada com 15 psi e aberta com 3 psi); 0 psi/20 psi.; etc.

31. Ação por Falta de Ar: significa qual a posição que válvula deve tomar no caso extremo de falta de suprimento de energia. É um dado a ser definido pelo usuário. Exemplo: fechada; aberta; estacionária.


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32. Código da Mola/Curso máximo: significa qual o número do código que identifica a mola a ser utilizada no atuador e qual o máximo curso do atuador. É um dado definido pelo fabricante após o dimensionamento do atuador. Exemplo: 05.01.054/2”, etc.

33. Reserva. Dados referentes ao posicionador 34. Posicionador Tipo: significa qual o tipo de posicionador a ser utilizado. A

necessidade do uso do posicionador normalmente é um dado definido pelo usuário. Exemplo: P35-1 – 315-L, etc.

35. Desvio/Manômetros: significa se o posicionador deve possuir desvio (bypass) e manômetros. Dado definido pelo usuário. Exemplo: Sim/Sim; Sim/Não, etc.

36. Sinal Entrada/Saída: significa qual o sinal de entrada e de saída no posicionador. O sinal de entrada para o posicionador é definido pelo usuário em função do sinal de saída do controlador, enquanto que o sinal de saída do posicionador é definido pelo fabricante em função do dimensionamento do atuador e do sinal da alimentação. Exemplo: 3-15psi / 0-18psi, etc.

37. Alimentação: significa qual a alimentação do posicionador. É um dado definido pelo fabricante face ao dimensionamento do atuador. Exemplo: 20 psi, 35 psi, etc.

38. Reserva. Dados referentes aos acessórios 39. Filtro Reg. Com Man./sem Man.: significa se for utilizado filtro regulador e se possui

manômetro ou não. É um dado definido pelo usuário. Exemplo: Sim/Não; Sim/Sim; Não/Não.

40. Volante Lateral/Topo: significa se a válvula vai ter volante manual de emergência e qual o seu tipo conforme à sua instalação. Nas válvulas que possuem volantes como peça opcional a ser definido pelo usuário. A escolha entre o volante lateral e o de topo é em função do diâmetro da válvula e do local de instalação da válvula. Exemplo: Sim/--- (significa que o volante manual é do tipo lateral); ---/Sim (significa que o volante é do tipo de topo).

41. Reserva. 42. Reserva. Dados referentes às condições de serviço 43. Fluido: Significa qual o fluido processado, sendo um dado fornecido pelo usuário.

Exemplo: Amônia, Água, Vapor Saturado, etc.


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44. Vazão: Máx./Normal/Mín.: significa os valores de vazão em condições de fluxo máximo, normal e mínimo, respectivamente. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Convém lembrar que nem sempre o usuário dispõe de informações quanto aos três valores da vazão. O usuário deve pelo menos fornecer os valores normais e máximos. O valor de vazão mínima tem importância somente em algumas aplicações onde há necessidade de esporadicamente executar-se também um controle à baixa vazão. Exemplo: 2000/1500/50; 1410/1200/---, etc.

45. Pressão Entrada: Máx./Normal: significa qual a pressão do fluido na entrada da válvula. Sempre que possível deverão ser fornecidos os valores máximos e normais dessa variável do processo. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 320 psi/305 psi; 140 psi/--- (caso apenas for dado a pressão máxima de entrada), etc.

46. Pressão Normal de Saída: significa qual a pressão na saída da válvula em condições normais de operação. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 120 psi, 10 kgf/cm2, etc.

47. ∆P Máximo / ∆P Mínimo: significa qual a queda de pressão máxima através da válvula e qual a mínima. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 120 psi/40 psi, 10 kgf/cm2 / 8 kgf/cm2.

48. Temperatura Máx./Normal: significa qual a temperatura máxima e normal do fluido. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 120 oF/---; 410 oF/200 oF, etc.

49. Gravidade Específica à 600 oF / Nas condições de Fluxo: significa qual a gravidade específica (peso específico relativo) do fluido à temperatura ambiente e nas condições do fluxo. É um dado a ser fornecido pelo usuário, ou então obtido através de tabelas técnicas. Exemplo: 1,00/0,893; 0,8/0,75, etc.

50. Viscosidade nas Condições de Fluxo: significa qual a viscosidade do fluido nas condições de fluxo. É um dado a ser fornecido pelo usuário. Exemplo: 400 cps, 2000cps, etc.

51. CV Calculado / CV Nominal: significa qual o CV calculado e qual o CV nominal da válvula selecionada. É um dado a ser fornecido pelo fabricante. Exemplo: 82/105, etc.

52. Fluido tende: Abrir/Fechar: significa o sentido do fluxo caso ele tenda abrir ou fechar a válvula. É um dado a ser fornecido pelo fabricante. Exemplo: Abre, Fecha, independe.

53. ∆P para Cálculo do Atuador: significa qual o máximo ∆P para efeito de cálculo do atuador. É um dado normalmente definido pelo fabricante, considerando-se a máxima pressão de entrada (P1) como sendo o máximo ∆P para efeito de cálculo do atuador. Exemplo: 60 psi.


SENAI 240

Objetivo: Especificar uma Válvula de Controle

Folha de Especificações para Válvulas de Controle


SENAI 241

Exemplo de aplicação de um sistema de redução de pressão de oxigênio aplicando uma válvula de controle de vazão e a mesma sendo utilizada como válvula de bloqueio.


SENAI 242

Desenho válvula de controle (oxigenio)


SENAI 243

Folha de Especificações para Válvulas de Controle Preenchida


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Referências Bibliográficas Apostila SENAI - Dispositivos de Medição e Controle Volume II

elementos finais de controle

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