Projeto de um Triturador de Polipropileno

INSTITUTO FEDERAL DE EDUCAÇÃO CIÊNCIA E TECNOLOGIA DE SÃO PAULO CÂMPUS ITAPETININGA FÁBIO AUGUSTO AMARAL MASCAI PROJETO DE UM PICADOR DE MADEIRA ITAPETININGASP 2023 FÁBIO AUGUSTO AMARAL MASCAI PROJETO DE UM PICADOR DE MADEIRA Trabalho apresentado à disciplina de Projetos de Máquinas do Instituto Federal de Educação Ciência e Tecnologia de São Paulo Câmpus Itapetininga Prof William Wagner Medeiros ITAPETININGASP 2023 SUMÁRIO 1 MEMORIAL DESCRITIVO 11 Cronograma 12 Dados Gerais do Projeto 13 Seleção do Motor 131 Cálculo da força de corte Fc 132 Cálculo da Potência Efetiva Ne 133 Rendimento total ηt 134 Potência do Motor 135 Seleção do Motor 14 Correia Trapezoidal 141 Potência de Projeto 142 Perfil da Correia 143 Distância de Centro 144 Número de Correias Necessárias 15 Número de Reduções Necessárias e Fator de serviço 16 Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão 17 Óleo Lubrificante 18 Dimensionamento das Engrenagens 181 Critério de falha por flexão 19 Diagrama dos Eixo 110 Dimensionamento do eixo 111 Conferência da flecha para o eixo calculado 112 Conferência da flecha para o eixo calculado 113 Velocidade crítica dos eixos 114 Dimensionamento mancais de rolamento 115 Dimensionamento chavetas 3 1 MEMORIAL DESCRITIVO Este projeto tem como objetivo principal a realizar os dimensionamentos e elaboração de um picador de madeira A sua realização não apenas satisfará os critérios estabelecidos para a conclusão bemsucedida da disciplina de Projetos de Máquinas do Instituto Federal de Educação Ciência e Tecnologia de São Paulo mas também almeja se destacar em a eficiência e importância do equipamento O propósito intrínseco deste projeto reside na criação de um protótipo de picador de madeira altamente eficiente capaz de processar troncos em cavacos uniformes os quais são amplamente utilizados na produção de papel geração de energia e outros setores afins No que diz respeito aos requisitos fundamentais deste projeto de picador de madeira o equipamento deverá demonstrar proficiência na fragmentação de troncos de madeira combinando eficiência e precisão em suas operações A sua concepção envolverá a implementação de um sistema de corte otimizado capaz de transformar troncos de até 50mm de dimensões em cavacos uniformes aptos para uma variedade de aplicações industriais O design do picador de madeira será sustentado por componentes essenciais incluindo mecanismos de alimentação controlados um sistema de corte potente e um sistema de descarga eficaz para os cavacos resultantes Assim como nos projetos similares a segurança será uma prioridade crucial O picador de madeira será equipado com dispositivos de segurança como um sistema de parada de emergência e proteções para os operadores garantindo um ambiente de trabalho seguro e minimizando riscos potenciais Os critérios a serem considerados é concepção de um picador de madeira que não apenas atenda às especificações técnicas prédeterminadas mas também prove sua eficácia em um contexto competitivo Com a configuração composta por quatro facas um tambor de diâmetro de 150mm e uma velocidade de alimentação fixada em 075 metros por segundo esses são os parâmetros técnicos que definem o escopo do projeto 11 Cronograma O cronograma assume um papel de destaque na estruturação deste projeto proporcionando uma organização sólida Através desse teremos a capacidade de monitorar tanto o desempenho quanto o progresso geral do projeto ao mesmo tempo em que controlamos 4 a alocação precisa dos recursos os quais devem permanecer em consonância com o planejado inicialmente Este documento também age como um alerta proeminente um cronograma excedido assinala a necessidade de um esforço adicional visando garantir que o desenvolvimento do Picador de Madeira seja concluído dentro do prazo estipulado A Tabela 01 oferece uma visão concisa do cronograma meticulosamente delineado exibindo as atividades planejadas suas datas de início e término bem como a duração estimada em dias para cada etapa Tabela 01 Cronograma Tarefa Início Término Duração dias Definição do projeto 28072023 28072023 1 Idealização do projeto 28072022 04082023 7 Desenvolvimento do memorial de cálculos 04082022 16082023 10 Definição dos componentes 16082023 17082023 1 Desenvolvimento do primeiro memorial 17082023 19082023 2 Desenvolvimento do memorial final 19082023 20082023 1 Entrega do primeiro memorial 20082023 21082023 1 Revisão do projeto 21082023 04092023 14 Desenvolvimento dos desenhos técnicos 04092023 20092023 16 Revisão do Desenho 20092023 25092023 5 Entrega dos desenhos de fabricação 25092023 25092023 1 Revisão Desenho 25092023 02102023 7 Desenvolvimento do desenho de conjunto 02102023 17102023 15 Simulação do funcionamento 17102023 23102023 6 Entrega dos desenhos de conjunto 23102023 23102023 1 Revisão desenhos de conjunto 23102023 30102023 7 Correção Geral projeto 30102023 04122023 30 Entrega Final 04122023 04122023 1 5 12 Dados Gerais do Projeto O projeto considera especificações cruciais para o seu desempenho Os galhos a serem processados possuem um diâmetro padrão de 50 mm enquanto o comprimento desejado dos cavacos a serem gerados varia entre mais de 2 a 5cm As engrenagens têm uma expectativa de vida útil de aproximadamente 60000 horas assim como os rolamentos que também possuem essa mesma durabilidade estimada No contexto das características individuais do projeto o picador de madeira contará com 4 facas para a tarefa um tambor com um diâmetro de 150 mm e uma velocidade de entrada definida em 075 metros por segundo 13 Seleção do Motor 131 Cálculo da força de corte Fc Para avaliar a força de corte Fc empregamos a equação 1 a qual é aplicada considerando os cálculos com a madeira Pinus Taeda comum a espessura estimada de 20mm para o cavaco gerado 𝐹𝑐 𝐾𝑠1 𝑏 ℎ1𝑧 1 Ks1 pressão específica de corte Nmm² conforme tabela abaixo 1z coeficiente angular da reta conforme tabela abaixo b largura do corte diâmetro dos galhos h espessura do corte espessura do cavaco gerado Fc 𝐾𝑠1 𝑏 ℎ1𝑧N Fc 404 50 20082 Fc 900513 N 9183 kgf 6 Figura 1 Valores das Contantes NBR 719097 132 Cálculo da Potência Efetiva Ne Para realizar o cálculo da Potência Efetiva é necessário determinar a velocidade desejada Como estamos considerando uma velocidade padronizada de 075 e já possuímos a força de corte estabelecida podemos calcular a Potência Efetiva de maneira correspondente Ne 𝐹𝑐𝑉𝑒 75 CV 2 Ne 9183 075 75 92 CV 133 Rendimento total ηt É essencial avaliar o rendimento global a fim de determinar posteriormente a potência necessária do motor Para realizar essa análise consideramos os rendimentos dos rolamentos ηrol 099 do redutor ηred 094 e da correia ηcrr 095 Fonte COLLINS Projeto mecânico de elementos de máquinas ηt 𝜂𝑟𝑜𝑙 𝜂𝑟𝑒𝑑 𝜂𝑐𝑟𝑟 3 ηt 099 094 095 08840 ou 8840 134 Potência do Motor N Com os dados em mãos é possível determinar a potência do motor indicada o que nos habilita a prosseguir com a posteriormente com a seleção do motor N 𝑁𝑒 𝜂𝑡 92 088 1035 CV 4 135 Seleção do Motor 7 Diante das características que se sobressaíram durante a inspeção técnica decidimos optar pela seleção do equipamento da marca Branco 90311900 Ele se destaca com uma potência máxima de 100 cv e um torque de 270 kgfm a 1750 rpm Sua notável capacidade de tanque com 45 litros proporciona uma autonomia substancial durante o uso É importante ressaltar que esses atributos terão um impacto direto no preço final do produto bem como em seu valor no mercado 14 Correia Trapezoidal 141 Potência de Projeto Para determinar o primeiro estágio de redução é necessário dimensionar uma correia trapezoidal a primeira etapa na parte de dimensionamento de correias é definir um fator de serviço para ela para determinálo é preciso levar em conta a atividade e o tempo baseado na Figura 3 é possível determinar um valor Figura 2 Fator de serviço Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Editado 8 Como o motor tem 10CV de cavalo é classificado como alto torque a correia será utilizada de 810 horas horário de serviço padrão determinado os parâmetros é possível chegar a um valor de fator de serviço de 13 Convertendo a unidade do motor para HP pode se definir uma potência de projeto 𝑃𝑝𝑟𝑜𝑗𝑒𝑡𝑜 𝑃𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 𝐹𝑠 10 0986 13 𝑃𝑝𝑟𝑜𝑗𝑒𝑡𝑜 1282𝐻𝑃 142 Perfil da Correia Baseado no catálogo da Gates é possível encontrar um perfil de correia baseado na rotação e na potência de projetos se baseando na Figura 4 Figura 3 Perfil de Correia trapezoidal Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Editado 9 De acordo com o catálogo então o perfil mais indicado seria uma corrente A os detalhes do perfil podem ser observados na Figura 4 Figura 4 Seção da correia A Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual De acordo com a figura 4 o diâmetro da polia motora será de 762mm diâmetro datum Nesta primeira etapa de redução planejase reduzir em uma vez e meia a rotação do motor então a relação de transmissão i será igual a 15 15 1765RPM nfuso 𝑛𝑓𝑢𝑠𝑜 1177𝑅𝑃M i relação de transmissão Com a relação de transmissão estabelecida é possível chegar a um valor de polia maior 10 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑎𝑖𝑜𝑟 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑒𝑛𝑜𝑟 i 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑎𝑖𝑜𝑟 762𝑚𝑚 15 1145mm 143 Distância de Centro Com o valor das polias definido deve ser estabelecido uma distância de centro entre elas inicialmente a distância de centro será de 500mm A partir do valor da distância de centro é possível encontrar o comprimento total da correia l comprimento mm C Distância de centro mm D Diâmetro da polia maior mm d Diâmetro da polia menor mm Consultando o catálogo GATES o valor mais próximo a esse comprimento é dado pela Figura 5 Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual 11 Definido então um comprimento efetivo de 1323mm perfil A50 com o novo comprimento é necessário ajustar 𝐿𝑎𝑗 𝐿𝑐 157 𝐷 𝑑 𝐿𝑎𝑗 1038 mm Laj Comprimento ajustado mm Lc Comprimento sem ajuste mm Com um novo comprimento é preciso reajustar a distância de centro Caj Distância de centro ajustada h fator tabelado O próprio fabricante GATES disponibiliza a tabela para encontrar o valor que é baseado no resultado da seguinte expressão Consultando a Figura 6 é possível encontrar o fator h 12 Figura 6 Fator h h 0023 Com o fator h é possível enfim corrigir a distância de centro 𝐶𝑎𝑗 51856mm 144 Número de Correias Necessárias Estabelecido os valores de comprimento e distância de centro agora é válido definir o número de correias necessárias para isso é preciso definir alguns fatores o primeiro deles é a potência básica e potência adicional Figuras 7 e 8 Figura 7 Potência básica Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual 13 Figura 8 Potência adicional Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Na figura 7 é possível encontrar um valor de potência básica a partir do valor do diâmetro da polia menor em polegadas e a rotação do motor no caso da polia dimensionada o diâmetro é de 3 o valor de Pb potência básica será de 𝑃𝑏 213 A figura 8 permite entrar o valor de Pa potência adicional que agora é baseado na taxa de transmissão 2 e a rotação do motor 𝑃𝑎 035 Mais um fator necessário é o de arco de contato dado pela figura 9 14 Figura 9 Fator de arco de contato Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Encontrando o valor de DdC D Diâmetro da polia maior mm d Diâmetro da polia menor mm C Distância de centro ajustada mm Consultando mais uma vez a figura 10 chegamos a um valor de arco de contato de 𝑓𝑎𝑐 099 Depois calculase o valor de fcc da correia B baseado na Figura 10 15 Figura 10 Fator de correção fcc Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Para um tipo de perfil A50 fcc 092 Obtido esses valores é possível determinar a potência por correia através da equação 𝑃𝑝𝑐 𝑃𝑏 𝑃𝑎 𝑓𝑎𝑐 𝑓𝑐𝑐 Ppc Potência por correia Pb Potência básica Pa Potência adicional fac Fator de arco de contato fcc comprimento da correia 𝑃𝑝𝑐 226𝐻p 16 Como temos um total de 1282 HP de potência de projeto do motor será preciso ao menos 6 correias Tabela 1 Especificações da correia selecionada Fonte Autoria própria 15 Número de Reduções Necessárias e Fator de Serviço Como o valor de rotação está muito elevado para o sistema que gostaríamos de adotar será necessário um redutor que a função será reduzir de 1177RPM para 250RPM sendo essa a menor rotação aceitável para o valor de 20mm do cavaco que queremos aceitar assim o fator de redução é de Consultando o catálogo Helimax Figura 12 para um fator de redução de 5 o número de estágios de redução recomendado é de 2 estágios 17 Figura 11 Estágios de redução Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos Ainda de acordo com o catálogo Helimax o fator de serviço é definido de acordo com a figura 13 e 14 Figura 12 Tipo de carga Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos No caso será classificação M 18 Figura 13 Fator de serviço Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos O fator de serviço é de 15 16 Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão O rendimento global é tido pelo rendimento do redutor e o rendimento da correia O rendimento do redutor é dado por par de engrenagens e consideramos esse rendimento com o seguinte valor 𝜂e 097 Após o conhecimento dos rendimentos das engrenagens podemos obter o valor do rendimento total do redutor 𝜂et 𝜂en 𝜂e1n Onde n número de pares de engrenagens 𝜂et 08587 8587 E o valor do rendimento da correia Fonte COLLINS Projeto mecânico de elementos de máquinas 𝜂c 095 19 Assim com esses valores podemos obter o rendimento global l 𝜂t 𝜂et 𝜂c 𝜂t 095 08587 𝜂t 08157 8157 17 Óleo Lubrificante O óleo lubrificante utilizado será o SAE 80W90 pois possui excelente propriedade de extrema pressão maior capacidade antidesgaste maior controle contra corrosão e oxidação estabilidade térmica Seu uso é indicado para caixas de câmbio e diferenciais de veículos que operem em condições severas De acordo com a Figura 16 observase algumas propriedades do óleo em questão Figura 14 Datasheet óleo 80W90 Fonte Datasheet óleo 80W90 Para o picador de madeira do estudo em questão onde se tem uma lubrificação de contorno haja vista que há um nível de cargas durante o engrenamento além de se ter uma 20 baixa velocidade Como tal condição é indesejada é necessária a seleção de um óleo com viscosidade superior para que o desgaste não seja tão intenso 18 Dimensionamento das engrenagens Para a escolha dos valores de redução para o primeiro e segundo estágio optamos por uma redução total de 15 então os valores de redução de 125 para o primeiro estágio e igualmente de 12 para o segundo estágio foram estipuladas Valores iguais foram utilizados para não haver uma diferença muito grande entre as engrenagens dos dois estágios Então todos os parâmetros de entrada estão dispostos na tabela abaixo Tabela 2 Parâmetros de entrada Fonte Autoria própria Para o cálculo das dimensões das engrenagens do primeiro estágio foram utilizados os dados abaixo Tabela 3 Parâmetros de entrada Fonte Autoria própria Para a engrenagem 1 os parâmetros são 21 Fonte Autoria própria O número de dentes o módulo e o ângulo de pressão foram escolhidos a partir de informações retiradas da literatura Cálculo do diâmetro primitivo a partir da fórmula 4c do livro Projeto de máquinas NORTON Então 𝐷𝑝 𝑚𝐹 𝑁 266 21 56 mm E o cálculo da largura da face foi definido através dos catálogos de engrenagens sendo 𝐹 𝑚𝐹 𝑝𝐹 266 836 2224 𝑚𝑚 Após todos os parâmetros iniciais já definidos irá ser verificado o coeficiente de segurança do pinhão do primeiro estágio pelo critério de flexão 181 Critério de falha por flexão Para o cálculo do coeficiente de segurança do pinhão do primeiro estágio foi utilizado o método AGMA para tensão de flexão 22 Todos os parâmetros serão definidos e calculados abaixo Força tangencial 𝑊𝑡 é a força 𝑊 única força que pode ser transmitida de um dente a outro decomposta na direção tangencial do dente calculada pela fórmula Figura 15 Disposição das forças nos dentes das engrenagens movida e motora Fator geométrico de resistência de flexão J pode ser fornecido pela tabela 129 para ângulo de pressão normal 25 e ângulo de pressão transversal 20 dentes de profundidade completa com carregamento na ponta O valor mais crítico é escolhido 𝐽 060 23 Fator dinâmico 𝐾𝑣 tenta levar em conta as cargas de vibração geradas internamente pelos impactos de dente contra dente induzidos pelo engrenamento não conjugado dos dentes de engrenagem Calculado pela fórmula Onde Vt é a velocidade da linha de passo de engrenamento em unidades de ms O fator B é definido como para 6 𝑄𝑣 11 O fator A pode ser calculado 𝐴 50 561 𝐵 50 561 083 5952 Então substituindo na fórmula de 𝐾𝑣 Fator de distribuição de carga 𝐾𝑚 possui valores sugeridos na tabela abaixo 24 Figura 16 Tabela de fatores de carga 𝐾𝑚 Fonte NORTON 2013 Como a largura da face é de 2224 mm pela tabela obtémse 𝐾𝑚 16 Fator de aplicação 𝐾𝑎 já foi obtido anteriormente e é 𝐾𝑎 150 Fator de tamanho 𝐾𝑠 como a engrenagem possui dentes pequenos recomendase o uso de 𝐾𝑠 igual a 1 Fator de espessura de borda 𝐾𝐵 para valores de razão de recuo 𝑚𝐵 menores que 12 usase 𝐾𝐵 igual a 1 Fator de ciclo de carga 𝐾𝐼 é igual a 1 para engrenagem não solta Com todos os valores definidos substituindo na fórmula 25 Então valores de resistência à flexão do material são calculados pela fórmula Onde 𝑆𝑓𝑏 é a resistência à fadiga de flexão publicada pela AGMA e é obtida pela tabela 1220 do livro Projeto de Máquinas 4ª edição para Aço 8620 que se enquadra na classe AGMA A1A5 com tratamento térmico de cementação por carbono e endurecimento superficial no valor de 450 Mpa Fator de vida 𝐾𝐿 pode ser calculado através da figura abaixo Figura 17 Gráfico de obtenção de 𝐾l Fonte NORTON 2013 Para um ciclo de vida de N igual 60000 horas 𝑁 60000 ℎ𝑜𝑟𝑎𝑠 60 min 1177 𝑟𝑜𝑡𝑎çõ𝑒𝑠 1 1 ℎ𝑜𝑟𝑎 𝑚𝑖𝑛 𝑁 423 109 rotações 26 Assim 𝐾𝑙 13558 423 10900178 𝐾𝐿 0940 Fator de temperatura 𝐾𝑇 é igual a 1 considerando temperaturas abaixo de 120 Fator de confiabilidade 𝐾𝑅 é obtido através da tabela abaixo Figura 18 Gráfico de obtenção do fator 𝐾𝑅 Fonte NORTON 2013 Uma confiabilidade de 90 foi adotada portanto 𝐾𝑅 é igual a 085 Substituindo todos os valores na fórmula Portanto o Coeficiente de Segurança é de 27 Devido ao fato de o Coeficiente de Segurança ter dado um valor superior à 11 considerado o mínimo aceitável a engrenagem é aceitável O mesmo processo foi feito para a segunda engrenagem do primeiro estágio Engrenagem 2 e ambas do segundo Engrenagem 3 e 4 sendo a 3 a motora e a 4 a movida de mesmo material Aço 8620 que se enquadra na classe AGMA A1A5 com tratamento térmico de cementação por carbono e endurecimento superficial que por sua vez tiverem os seguintes valores Tabela 5 Parâmetros da engrenagem 2 Fonte Autoria própria 2022 Tabela 6 Parâmetros da engrenagem 3 Fonte Autoria própria 2022 28 Tabela 7 Parâmetros da engrenagem 4 Fonte Autoria própria 2022 Pelo catálogo do fabricante todas as engrenagens utilizadas possuem a mesma largura sendo esta equivalente a 24 mm 19 Diagramas dos três Eixos Os diagramas dos três eixos são apresentados nas Figuras 19 20 e 21 sendo respectivamente o primeiro segundo e terceiro eixo 29 Figura 19 Diagramas primeiro eixo 30 Figura 20 Diagramas segundo eixo Fonte Autoria própria 31 Figura 21 Diagramas terceiro eixo Fonte Autoria própria 110 Dimensionamento dos Eixos 32 Considerandose o eixo com maior aplicação de esforços para que seja obtido um diâmetro mínimo que seja admissível a todos temse a seguinte condição 𝑀𝑎 771 𝑁 m Para encontrar o diâmetro mínimo ideal para o projeto foi utilizado o método de cálculo ASME para isso é necessário definir o limite de ruptura de tração 𝑆𝑢𝑡 limite de escoamento de tração 𝑆𝑦 limite de fadiga do ensaio 𝑆𝑒 os fatores de correção C fatores de correção de tensão normal 𝐾𝑡 sensibilidade do entalhe 𝐾𝑓 função de carregamento q e a constante de Neuber para aços 𝑎 Sendo que para o aço 1020 LQ temse para a primeira iteração um valor de d 20 mm Pelo método ASME 𝑇𝑎 0 𝑀𝑚 0 Assim 33 111 Conferência da flecha para o eixo calculado Para o diâmetro de eixo dimensionado a flecha é dada por Logo está dentro da admissível pelo acoplamento selecionado 112 Velocidade crítica dos eixos De acordo com NORTON 2014 devese evitar excitar um sistema ao ponto de sua frequência crítica ou próximo a ela já que as deflexões resultantes frequentemente causarão tensões grandes o suficiente para rapidamente romper a peça dada por Como a velocidade crítica se deu em um valor bastante distante da velocidade do eixo mais rápido não será uma forma de falha 113 Dimensionamento mancais de rolamento Os mancais de rolo utilizados no trabalho em questão utilizamse de rolos retos cônicos ou abaulados que correm entre pistas Em geral podem suportar cargas estáticas e dinâmicas choque maiores que os mancais de esferas por causa da linha de contato deles e 34 são mais baratos para tamanhos maiores e cargas maiores A não ser que os rolos sejam afunilados ou abaulados eles podem suportar carga somente em uma direção seja radial ou a axil conforme o projeto do mancal Algumas considerações podem ser feitas a respeito da seleção de mancais de rolamentos Caso a lubrificação seja correta a falha ocorrerá por fadiga superficial visto que não há limite de resistência à fadiga superficial além disso mancais são classificados com base na vida então dependem do número de revoluções ou horas de funcionamento além do fato de ser esperado que 10 dos mancais falhem Testes têm evidenciado a relação da vida de fadiga com a carga aplicada que para o caso de mancais de rolo se dá por Onde 𝐿 é a vida de fadiga em milhões de revoluções 𝐹𝑒 é a carga constante aplicada e 𝐶 a carga dinâmica básica de classificação Outro fator de dimensionamento é a carga estática básica 𝐶𝑜 que por sua vez é a carga que produz deformações na pista Como a seleção foi feita em relação ao catálogo da FAG a capacidade de carga dinâmica C equivalente para um rolamento individual se dá por Devido à inclinação das pistas dos rolamentos de rolo cônicos s uma carga radial gera forças axiais de reação que deverá ser considerada na determinação da carga equivalente O rolamento que independentemente de forças axiais de reação admite a carga axial externa 𝐾𝑎 é denominado de rolamento A e o outro como rolamento B Já no que diz respeito à carga estática equivalente para um rolamento individual tem se 35 Assim como foi feito para os eixos para o caso mais crítico dos rolamentos obtevese um resultado verificando os valores do rolamento no catalogo como sendo o FAG 32010X a melhor escolha atendendo a especificação de projeto maior que 60000 horas Tabela 8 Planilha para seleção do rolamento Fonte Autoria própria 114 Dimensionamento chavetas Seguindo a DIN 68851196808 para chavetas retangulares criouse uma planilha no Excel para cálculo automático da chaveta seguindo seus dois modos de falha esmagamento e cisalhamento Sendo que para esmagamento Já para cisalhamento Portanto através da Figura 29 é possível observar que as dimensões inseridas como altura e largura da chaveta se deram através da norma para o eixo equivalente a 50 mm o material escolhido fora o aço classe 46 temperado 36 Figura 21 Planilha de dimensionamento de chaveta Fonte Autoria própria Visto que o comprimento dado através dos cálculos fora menor que o mínimo recomendado pela DIN 6885 é altamente recomendável se utilizar o valor mínimo sendo este de 45 mm de comprimento