Projeto Picador de Madeira - Dimensionamento e Eficiência - IFSP

INSTITUTO FEDERAL DE EDUCAÇÃO CIÊNCIA E TECNOLOGIA DE SÃO PAULO CÂMPUS ITAPETININGA FÁBIO AUGUSTO AMARAL MASCAI PROJETO DE U M PICADOR DE MADEIRA ITAPETININGASP 202 3 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 202 3 SUMÁRIO MEMORIAL DESCRITIVO Introdução Cronograma FMEA Análise de Custo Dados Gerais do Projeto Seleção do Motor Cálculo da força de corte Fc Cálculo da Potência Efetiva Ne Rendimento total ηt Potência do Motor Seleção do Motor Correia Trapezoidal Potência de Projeto Perfil da Correia Distância de Centro Número de Correias Necessárias Número de Reduções Necessárias e Fator de serviço Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão Óleo Lubrificante Dimensionamento das Engrenagens Critério de falha por flexão Diagrama dos Eixo 110 Dimensionamento do eixo 111 Conferência da flecha para o eixo calculado 112 Velocidade crítica dos eixos 113 Dimensionamento mancais de rolamento 114 Dimensionamento chavetas 115 Esboço 1 MEMORIAL D ESCRITIV O 11 Introdução 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 d a 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 150 mm e uma velocidade de alimentação fixada em 075 metros por segundo esses são os parâmetros técnicos que definem o escopo do projeto Cronograma O cronograma assume um papel de destaque na estruturação deste projeto proporcionando uma organização sólida Através dess e teremos a capacidade de monitorar tanto o desempenho quanto o progresso geral do projeto ao mesmo tempo em que controlamos 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 2 8 07202 3 2807202 3 1 Idealização do projeto 28072023 04082023 7 Realização do Escopo 04082023 06082023 2 Verificação dos Dados Gerais do Projeto 06082023 07 082023 1 Seleção do Motor 07082023 11082023 4 Seleção Correia Trapezoidal 11082023 14082023 3 Número de Reduções Necessárias e Fator de serviço 14082023 16082023 2 Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão 16082023 17 082023 1 Óleo Lubrificante 17082023 17082023 1 Dimensionamento das Engrenagens 17082023 19 082023 2 Diagrama dos Eixo e dimensionamento 19082023 20 082023 1 Dimensionamento mancais e chavetas 20082023 20082023 1 Esboço 20082023 21 082023 1 Entrega primeira etapa 21082023 21082023 1 Desenho do motor 21082023 25 08 2023 4 Desenho correias 25 08 2023 29 08 2023 4 Desenho Base e estrutura 29 08 2023 0409 2023 7 Desenho engrenagens 04092023 11092023 7 Desenho Eixos mancais e chavetas 11092023 1809 2023 7 Finalização desenhos 18092023 25092023 7 Entrega segunda parte 25092023 25092023 1 Desenho conjunto motor e correia 25092023 0210 2023 7 Desenho conjunto Base e estrutura 02102023 09 102023 7 Desenho conjunto Engrenagens mancais e chaveta 09102023 16 102023 7 Conjunto geral do projeto 16102023 23102023 7 Entrega da terceira etapa 23102023 23102023 1 Correção caso necessaria 23102023 04122023 35 Entrega final do projeto 04122023 04122023 1 112 FMEA O FMEA Análise de Modo e Efeito de Falha é uma ferramenta que ajuda a identificar avaliar e lidar com riscos de falha em produtos ou processos Ele foca em modos de falha possíveis seus efeitos e causas subjacentes permitindo a prevenção proativa de problema Tabela 02 Analise de Modo e Efeito de Falha FMEA 113 Análise de Custo Realizar uma análise de custo antes de iniciar definitivamente um projeto é um passo fundamental para embasar decisões sólidas e estratégicas Essa prática permite uma avaliação precisa dos investimentos necessários fornecendo insights sobre os custos envolvidos em termos de materiais mão de obra tecnologia e outros recursos Além de oferecer uma visão clara da viabilidade financeira a análise de custo ajuda a identificar possíveis riscos oportunidades de otimização e a estabelecer metas realistas Dessa forma é possível minimizar surpresas desagradáveis ao longo do projeto garantir o uso eficiente dos recursos e aumentar as chances de sucesso no mercado Tabela 03 Análise de Custos 001 Peça Preço Suposto Custo de Mão de Obra Lâminas Trituradoras R 130000 R 2500 Motor a Gasolina R 140000 R 3000 Caixa de Engrenagens R 45000 R 3500 Correia de Transmissão R 11000 R 2000 Estrutura Principal R 200000 R 6000 Proteções e Segurança R 22500 R 2000 Sensores R 6500 R 1000 Sistema Elétrico R 38000 R 1500 Peças de Desgaste R 9000 R 1000 Outras Peças Diversas R 17500 R 1000 Custo Total Sem Mão de Obra R 619500 Custo Total Incluindo Mão de Obra e Montagem R 643000 Preço de Venda 23 R 790890 Fonte Próprio Autor Dados Gerais do Projeto O projeto considera especificações cruciais para o seu desempenho Os galhos a sere m processados possuem um diâmetro padrão de 50 mm enquanto o comprimento desejado dos cavacos a serem gerados varia entre mais de 2 a 5 cm 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 0 7 5 metros por segundo 1 3 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 FcKs1b h 1z 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 cav aco gerado Fc Ks1b h 1z N Fc 404 50 20 082 Fc 900513 N 9183 kgf 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 Fc Ve 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 iremos utilizar um cálculo de rendimento inicial onde após as realizações dos cálculos iremos apresentar o rendimento real do sistema 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 ηrolηredηcrr 3 ηt 099 09 4 095 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 10 3 5 CV 4 Seleção do Motor Diante das características que se sobressaíram durante a inspeção técnica decidimos optar pela seleção d o 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 1 4 1 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 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 podese definir uma potência de projeto 𝑃𝑝𝑟𝑜𝑗𝑒𝑡𝑜 𝑃𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 𝐹𝑠 10 0986 13 𝑃𝑝𝑟𝑜𝑗𝑒𝑡𝑜 1282 𝐻𝑃 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 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 1765 RPM nfuso 𝑛𝑓𝑢𝑠𝑜 1177 𝑅𝑃 M i relação de transmissão Com a relação de transmissão estabelecida é possível chegar a um valor de polia maior 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑎𝑖𝑜𝑟 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑒𝑛𝑜𝑟 i 𝑃𝑜𝑙𝑖𝑎 𝑀𝑎𝑖𝑜𝑟 762 𝑚𝑚 15 1145 mm 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 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 Figura 6 Fator h h 0023 Com o fator h é possível enfim corrigir a distância de centro 𝐶𝑎𝑗 51856 mm 144 N úmero 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 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 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 1 0 Figura 1 0 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 226 𝐻 p Como temos um total de 1282 HP de potência de projeto do motor será preciso ao menos 6 correias Tabela 4 Especificações da correia selecionada Fonte Autoria própria 1 5 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 Figura 1 1 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 1 2 Tipo de carg a Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos No caso será classificação M Figura 1 3 Fator de serviço Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos O fator de serviço é de 15 1 6 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 𝜂 e 097 Após o conhecimento dos rendimentos das engrenagens podemos obter o valor do rendimento total do redutor 𝜂 et 𝜂 en 𝜂 e1n Onde n número de pares de engrenagens 𝜂 et 08587 8587 E o valor do rendimento da correia Fonte COLLINS Projeto mecânico de elementos de máquinas 𝜂 c 095 Assim com esses valores podemos obter o rendimento global l 𝜂 t 𝜂 et 𝜂 c 𝜂 t 095 08587 𝜂 t 08157 8157 1 7 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 1 4 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 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 1 8 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 5 Parâmetros de entrada Fonte Autoria própria Para o cálculo das dimensões das engrenagens do primeiro estágio foram utilizados os dados abaixo Tabela 6 Parâmetros de entrada Fonte Autoria própria Para a engrenagem 1 os parâmetros são Tabela 7 Engrenagem 1 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 1 8 1 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 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 1 5 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 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 Figura 1 6 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 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 1 7 Gráfico de obtenção de 𝐾 l Fonte NORTON 2013 Para um ciclo de vida de N igual 60000 horas N 60000 horas 60 min 1177 rotações 1 1 hora min N423 10 9 rotações Assim Kl13558 423 10 9 00178 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 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 8 Parâmetros da engrenagem 2 Fonte Autoria própria 2022 Tabela 9 Parâmetros da engrenagem 3 Fonte Autoria própria 2022 Tabela 10 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 1 9 Diagramas dos três Eixos Os diagramas dos três eixos são apresentados nas Figuras 19 2 0 e 2 1 sendo respectivamente o primeiro segundo e terceiro eixo Figura 19 Diagramas primeiro eixo Figura 2 0 Diagramas segundo eixo Fonte Autoria própria Figura 2 1 Diagramas terceiro eixo Fonte Autoria própria 1 10 Dimensionamento dos E ixos 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 1 11 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 1 12 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 11 3 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 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 Assim como foi feito para os eixos para o caso mais crítico dos rolamentos obtevese um resultado verificando os valores do rolamento no catálogo como sendo o FAG 32010X a melhor escolha atendendo a especificação de projeto maior que 60000 horas Tabela 11 Planilha para seleção do rolamento Fonte Autoria própria 11 4 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 Figura 2 1 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 11 5 Esboço Abaixo segue primeiro esboço apresentado sobre os cálculos que foram calculados Figura 22 Esboço 001 Fonte Próprio Autor REFERÊNCIAS COLLINS Jack A Projeto mecânico de elementos de máquinas uma perspectiva de prevenção da falha Rio de Janeiro LTC c2006 xx 740 p ISBN 9788521614753 MELCONIAN Sarkis Elementos de máquinas engrenagens correias rolamentos chavetas molas cabos de aço arvores 9 ed rev São Paulo Livros Érica 2008 376 p ISBN 9788571947030 BUDYNAS Richard G Elementos de máquina de Shigley Projeto de engenharia mecânica 8 ed Porto Alegre AMGH 2011 1084 p MOTT Robert L Elementos de máquina em projetos mecânicos 5 ed São Paulo Pearson 2015 SULATO Alan Elementos orgânicos de máquinas Universidade Federal do ParanáUfpr Curso de Engenharia Industrial Madeireira Disponível em httpwwwmadeiraufprbrdisciplinasalanAT102Aula05pdf Acesso em 05 de jun de 2022 GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Disponível em httpsedisciplinasuspbrpluginfilephp4654857modresourcecontent0GatesHeavyDuty vbeltdesignPDF Acesso em 18 de agosto de 2022 AMERICAN CHAIN ASSOCIATION Standard Handbook of Chains Chains for Power Transmission and Material Handling CRC Press 2005 Segundo Edição 432 páginas WEG Seleção de motores elétricos Disponível em httpstsubakiindbrwpcontentuploadscatalogosCatalogosemPortuguesCorrentesdeTransmissaoPortuguespdf Acesso em 26 de agosto de 2022 HELIMAX Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos Disponível em httpwwwvtrindbrcatalogoswegcestariredutoresCatalogoHelimaxpdf Acesso em 29 de agosto de 2022 NORTON R Projetos de máquinas Bookman 4ª edição 201322 IPIRANGA IPIRANGA ULTRAGEAR PREMIUM 80W90 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