Analise de Projeto e Observacoes da Etapa 1 - Melhorias e Correcoes

ITENS ANALISADOS NA PRIMEIRA ETAPA Considerações referente ao projeto Considerações do trabalho Nota do grupo 375 Observações Pontos consideradotópico grupo02 OBSERVAÇÕES E CONSIDERAÇÕES ETAPA 01 Topicos ITENS 0 Foi atendida mas precisa melhorar formatação não copiar trabalhos sejam originais 125 1 Não atendeu apesar e terem proposto um desenho não foi especicado esses valores NENHUM 0 2 ATENDEU NENHUM 125 3 Cálculo da largura é em função do passo axial recalcular Qual é o ângulo de hélice que vocês adotaram importante Cade a tabela 129 citada no memorial No cálculo da tensão de flexão para engrenagem helicoidal o módulo que usado é transversal ou normal pesquisar Fator J foi considerado para engrenagens Helicoidais não sei Colocar os valores das tensões calculadas tabelas para outras engrenagens cadê essa informação Tomar cuidado com plágio de trabalhos anteriores as tabelas de vocês estão identicas ao trabalho dos alunos FÁBIO MASCAI JENNIFER VITÓRIA PAES Erro de calculo conceito formatação falta de unidade de medida Cópia 0625 4 Cópia de trabalho anterior Ver no livro do collins as condições para vocês adotarem um lubrificante em função da literatura ou normas específicas Basear na literatura ou norma para escolha Cópia 0 5 Parcialmente cópia do trabalho copia 0625 6 Cópia de trablho anterior O maior erro do trabalho anterior foi adotar sem pé e nem cabeça um calculo de flecha sem sentido algum e vocês repetem novamente Ver no livro do collins as condições para vocês adotarem um lubrificante em função da literatura ou normas específicas Cópia 0 7 cópia Cópia 0 observação geral Fazer citações na forma correta ver norma na biblioteca para tcc como fazer Figuras 12 13 são tabelas e não figurasChamar as tabelas no texto Colocar unidade de medida básico Citar o Nº da AGMA que define o dimensionamento de engrenagens helicoidais Não copiar trabalho Colocar na montagem dos desenhos a mão das engrenagens direita ou esquerda e as direções dos esforços no eixos Total 2 ETAPA 375 0 Foram atendidas a maioria das observaçõe realializadas na etapa 01 pelo grupo 1Definir uma estimativa do valor que o eixo de entrada e saída do redutor balanço que ficará fora do redutor irá se estender para fora da caixa de engrenagem 2Definir quantos estágios de redução serão necessários para o redutor em função das características do equipamento e motor proposto Através disso propor as taxas de reduções em cada estágio 3 Realizar a especificação das engrenagens do redutor Tipo de engrenagens módulo número de dentes largura material etc e dimensionamento em função das normas da AGMA 4Seleção e especificação do tipo de lubrificante que será aplicado na caixa de engrenagem função dos parâmetros das engrenagens ver capítulo do livro de elementos de máquina na parte de engrenagens 5 Seleção dos acoplamentos para ligar saídaentrada do redutor ao equipamento proposto tipo de acoplamento que será adotado e suas dimensões etc 6Estimar a flecha admissível a ser adotada para o deslocamento vertical do eixo que será aplicado no trabalho pesquisar nos livros de elementos de máquina parte referente a eixo 7Em função das larguras das engrenagens calculadas e pesquisas em catálogos de fabricantes de redutores adotar as dimensões prévias da caixa de redução largura altura e comprimento e através dessas estimativas propor o posicionamento das engrenagens nos eixos adotar posições Com isso obter os diagramas de momento fletor cortante momento torsor e esforço normal para estimativas das tensões Curso Engenharia Mecânica DESCRIÇÃO Disciplina Elementos de Máquina II Professor Luiz Fernando Frezzatti Santiago PROJETO PROJETO VISANDO O DIMENSIONAMENTO E SELEÇÃO DAS PARTES QUE COMPÕEM UM REDUTOR DE VELOCIDADE DESCRIÇÃO DO PROJETO O projeto visa realizar o dimensionamento e seleção dos elementos de um redutor de velocidade Figura 1 para diferentes equipamentos industriais O grupo deverá selecionar um equipamento industrial por exemplo correia transportadora para transporte de material a granel e atrás das características do equipamento parâmetros físicos determinar a potência de saída e como consequência a potência de entrada levando em consideração as dissipações de potência estimadas O tipo de equipamento e nome dos integrantes máximo 6 participantes devem ser preenchidos na planilha online ver link Moodle da disciplina Para o projeto desejase que as engrenagens e mancais do redutor tenham uma vida maior que 12000 horas e o eixo seja dimensionado para uma vida infinita de ciclos Na proposta do trabalho se necessário realizar um estágio de redução por elemento flexível anterior a aplicação do redutor O projeto será divido em três etapas sendo a nota atribuída por etapa conforme descrição ETAPA 01 Equipamento selecionado e tipo de redutor necessário Selecionar tipo de elemento flexível para transmissão de potência mais adequado para aplicação caso seja necessário Definir fator de serviço para o redutor em função da aplicação do equipamento pesquisar em catálogos redutores Propor um esquema layout 2D do arranjo motor polias redutor e equipamento identificando cada elementos necessário Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão ETAPA 02 Definir uma estimativa do valor que o eixo de entrada e saída do redutor balanço que ficará fora do redutor irá se estender para fora da caixa de engrenagem Definir quantos estágios de redução serão necessários para o redutor em função das características do equipamento e motor proposto Através disso propor as taxas de reduções em cada estágio Realizar a especificação das engrenagens do redutor Tipo de engrenagens módulo número de dentes largura material etc e dimensionamento em função das normas da AGMA Seleção e especificação do tipo de lubrificante que será aplicado na caixa de engrenagem função dos parâmetros das engrenagens ver capítulo do livro de elementos de máquina na parte de engrenagens Seleção dos acoplamentos para ligar saídaentrada do redutor ao equipamento proposto tipo de acoplamento que será adotado e suas dimensões etc Estimar a flecha admissível a ser adotada para o deslocamento vertical do eixo que será aplicado no trabalho pesquisar nos livros de elementos de máquina parte referente a eixo Em função das larguras das engrenagens calculadas e pesquisas em catálogos de fabricantes de redutores adotar as dimensões prévias da caixa de redução largura altura e comprimento e através dessas estimativas propor o posicionamento das engrenagens nos eixos adotar posições Com isso obter os diagramas de momento fletor cortante momento torsor e esforço normal para estimativas das tensões ETAPA 03 Dimensionamento dos eixos do redutor por tensão apresentar tipo de material selecionado os diâmetros escalonados adotados posicionamento das engrenagens posições de chavetas elementos de vedação rebaixos e posicionamento de anel elástico etc Verificar se os diâmetros calculados passam para flecha admissível selecionada na etapa 02 usar software Ftools para o cálculo do deslocamento Verificar as velocidades críticas de rotação dos eixos para os diâmetros selecionados Dimensionamento e especificação das chavetas de entrada e saída do redutor assim como as chavetas das engrenagens dimensões material a ser adotado tipo de chaveta modo de falha proposto etc Seleção dos mancais de rolamentodeslizamento para apoio dos eixos em função da vida necessária etc Seleção dos elementos de vedação catálogo de fabricante Estimar as dimensões necessárias da caixa de redução em função da troca de calor entre o óleo e meio ambiente para que a temperatura do óleo se mantenha estável sem haver necessidade de uma troca de calor forçada no sistema pesquisar em livros de elementos de máquina Confrontar os valores obtidos com as dimensões adotadas para caixa anteriormente Obs O grupo deverá entregar o projeto final na etapa 3 no formato de um memorial de cálculo contendo as informações levantadas na etapa 1 e 2 e 3 memorial sucinto com informações relevantes O trabalho deverá seguir as formatações propostas pela NBR 14724 Pesquisar exemplos de memorial de cálculo O memorial deverá ser objetivo com informações claras dos cálculos e critérios adotados para o dimensionamento do guincho pelo grupo O professor irá verificar o que foi realizado dentro de cada etapa e dar um feedback para melhorias nas etapas subsequentes caso seja necessário Para cada etapa o professor irá atribuir uma nota para que no final se realize uma média aritmética das etapas APRESENTAÇÃO DO PROJETO PELO GRUPO Os grupos irão apresentar o projeto proposto com tempo limitado de 30 min por grupo tolerância 10 min Na apresentação presencial o professor irá avaliar a participação de cada integrante A forma como o projeto será apresentado ficará a cargo do grupo Figura 01 Redutor de engrenagem helicoidal de eixos paralelos Fonte httpwwwesacombrredutorengrenagenshelicoidaisphp REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS BUDYNAS Richard G Elementos de máquina de Shigley Projeto de engenharia mecânica 8 ed Porto Alegre AMGH 2011 1084 p MELCONIAN Sarkis Elementos de máquinas9 ed rev São Paulo Livros Érica 2008 376 p ISBN 9788571947030 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 MOTT Robert L Elementos de máquina em projetos mecânicos 5 ed São Paulo Pearson 2015 PETER Childs R N Mechanical Design 2 ed ButterworthHeinemann 372 p ISBN13 9780750657716 1 INSTITUTO FEDERAL DE SÃO PAULO CAMPUS ITAPETININGA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA PROJETO DE UM REDUTOR DE VELOCIDADE DE ENGRENAGEM HELICOIDAL DE EIXOS PARALELOS UTILIZADO EM UMA ROSCA TRANSPORTADORA VERTICAL ITAPETININGA 2023 2 INSTITUTO FEDERAL DE SÃO PAULO CAMPUS ITAPETININGA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA MATHEUS DOS SANTOS SARMENTO RENATA CAROLINA ARAUJO DE CAMARGO PROJETO DE UM REDUTOR DE VELOCIDADE DE ENGRENAGEM HELICOIDAL DE EIXOS PARALELOS UTILIZADO EM UMA ROSCA TRANSPORTADORA VERTICAL TRABALHO APRESENTADO PARA A DISCIPLINA DE ELEMENTOS DE MÁQUINAS II DO CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA PARA AVALIAÇÃO SEMESTRAL PROF MS LUIZ FERNANDO FREZZATTI SANTIAGO ITAPETININGA 2023 3 RESUMO Este trabalho consiste em realizar um processo detalhado de dimensionamento e seleção dos componentes que compõem um redutor de velocidade específico para ser aplicado em um transportador de rosca vertical Como premissa de projeto previamente definida é fundamental que as engrenagens e os mancais do redutor tenham uma expectativa de vida mínima de 12000 horas garantindo assim um desempenho confiável e de longa duração Além disso o eixo do redutor será dimensionado para uma vida útil que se aproxima do infinito quando se trata de ciclos de operação assegurando a sua robustez e longevidade ao longo do tempo 4 SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO5 11 ROSCA TRANSPORTADORA VERTICAL5 12 Redutor de velocidade6 13 Engrenagem helicoidal7 14 Manutenção7 15 Óleo7 16 Estrutura de um redutor8 2 DIMENSIONAMENTO9 21 Correia trapezoidal9 22 Número de reduções necessárias e fator de serviço19 23 Estimativa do rendimento global do sistema de transmissão21 24 Esquema 2D dos componentes do redutor22 25 Óleo lubrificante23 26 Dimensionamento das engrenagens24 27 Seleção do acoplamento do eixo de saída do redutor31 28 Flecha admissível34 29 Dimensões prévias da caixa de redução35 3 CONCLUSÃO39 4 REFERÊNCIAS39 5 1 INTRODUÇÃO 11 ROSCA TRANSPORTADORA VERTICAL Uma rosca transportadora vertical também conhecida como transportador de rosca vertical ou elevador de rosca é um dispositivo mecânico usado para movimentar materiais a granel como pós grânulos pellets e outros produtos sólidos de um nível inferior para um nível superior em uma direção vertical Esse tipo de transportador é frequentemente empregado em sistemas de manipulação de materiais e processos industriais especialmente quando é necessário elevar materiais a alturas consideráveis A rosca transportadora vertical é composta principalmente por uma hélice em espiral fixada dentro de um tubo ou calha vertical A hélice é acionada por um motor e gira continuamente empurrando os materiais para cima ao longo da rosca Conforme os materiais são transportadores verticalmente eles são descarregados no ponto de saída no nível superior onde podem ser direcionados para outras etapas do processo ou armazenados Figura 1 Rosca transportadora vertical 6 Fonte Silver Equipamentos Suas principais vantagens são Economia de espaço A rosca transportadora vertical ocupa menos espaço horizontal em comparação com transportadores inclinados ou sistemas de elevação mecânica Operação contínua A operação contínua da rosca permite um transporte eficiente de materiais sem a necessidade de paradas frequentes Versatilidade As roscas transportadoras verticais podem ser adaptadas para diversas aplicações dependendo do tipo de material e das necessidades do processo Baixa manutenção As roscas transportadoras verticais exigem menos manutenção em comparação com outros sistemas de elevação Segurança Elas são projetadas para evitar derreamentos ou perdas de material durante o transporte 12 Redutor de velocidade Um redutor de velocidade também conhecido como caixa de redução é um dispositivo mecânico usado para reduzir a velocidade de rotação de um motor aumentando o torque É composto por engrenagens interligadas que reduzem a velocidade de entrada para uma velocidade menor de saída Suas principais funções incluem a redução de velocidade o aumento de torque a distribuição de carga e o isolamento do motor Os redutores são usados em várias aplicações industriais como máquinas transportadores e sistemas de automação e sua escolha depende das necessidades específicas da aplicação 7 13 Engrenagem helicoidal As caixas de engrenagens helicoidais são altamente preferidas devido a várias vantagens Elas geram menos ruídos e vibrações proporcionam uma transmissão de potência uniforme e altamente eficiente Além disso suportam cargas mais pesadas do que as engrenagens cilíndricas de dentes retos Engrenagens helicoidais possuem dentes em forma de hélice o que resulta em uma operação suave e silenciosa transmissão de carga uniforme maior eficiência capacidade de carga elevada redução de vibrações e flexibilidade geométrica Isso as torna ideais para aplicações onde a operação suave eficiência e baixo ruído são essenciais 14 Manutenção A manutenção pode ser executada ao avaliar indicadores como vazamentos de óleo aumento de ruído desalinhamento e desgaste principais causas de falha Na indústria a utilização de sensores é uma prática amplamente empregada para esse fim No que diz respeito a lubrificação esta é efetuada por meio da imersão completa do equipamento no óleo Além disso práticas adicionais incluem a substituição de componentes como eixos engrenagens retentores e rolamentos A análise de vibração é outra abordagem valiosa juntamente com o monitoramento da temperatura de operação e a análise do óleo lubrificante Esses métodos combinados contribuem para a execução eficiente da manutenção preventiva 15 Óleo O tipo de óleo utilizado em um redutor de engrenagem helicoidal segue os princípios gerais de escolha de óleo para redutores com considerações específicas para engrenagens helicoidais A escolha do óleo é influenciada 8 pelas características de operação das engrenagens helicoidais como o engrenamento suave e a redução de ruído Com isso neste projeto será utilizado os óleos sintéticos devido a sua capacidade de manter propriedades consistentes em uma ampla faixa de temperaturas oferecendo maior estabilidade térmica redução de oxidação e melhor desempenho em condições extremas 16 Estrutura de um redutor A composição típica de um redutor de engrenagem inclui os seguintes componentes principais 1 Caixa ou carcaça A estrutura externa que protege os componentes internos geralmente feita de meta fundido ou alumínio 2 Engrenagens Elementos centrais responsáveis pela transmissão de torque e redução de velocidade podendo ser de diversos tipos 3 Eixos Suportam e transferem o torque das engrenagens entre as partes do redutor 4 Rolamentos Reduzem o atrito permitindo um giro suave dos eixos e engrenagens 5 Retentores e vedações Mantêm o óleo lubrificante dentro do redutor e impedem a entrada de contaminantes 6 Óleo lubrificante Reduz o atrito dissipa o calor e prolonga a vida útil do redutor 7 Sistemas de lubrificação Alguns redutores possuem sistemas para distribuir o lubrificante de forma adequada 8 Selos e gaxetas Evitam vazamentos de óleo e isolam o ambiente interno 9 Conjunto de entrada Inclui elementos para acionar o redutor a partir do motor ou fonte de energia 10 Conjunto de saída Transmite o torque reduzido e a velocidade reduzida para o equipamento de destino 9 Figura 1 Redutor de engrenagem helicoidal de eixos paralelos Fonte Autor 2 DIMENSIONAMENTO O redutor dimensionado será um redutor de eixos paralelos com engrenagens de dentes helicoidais Onde será utilizado em um transportador de rosca vertical onde vai ser utilizado um motor WEG W22 4 polos de 5cv e com uma rotação de 1800 rpm para 250 rpm 21 Correia trapezoidal Para conseguirmos definir o primeiro estágio da redução é necessário dimensionarmos a correia trapezoidal com isso primeira etapa é definir o fator de serviço dela para conseguir definir é necessário levarmos em conta a atividade e o tempo Então 10 Figura 2 Fator de serviço Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Como o motor tem 5CV ele é classificado como alto torque carga horária utilizada é de 810 horas Com isso obtemos um valor de serviço de 13 Com isso vamos definir a potência de projeto PprojetoPmotorFs Pprojeto5089613 Pprojeto5824 HP Encontrando o perfil da correia baseado na rotação e potência de projeto 11 Figura 3 Perfil de correia trapezoidal Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual De acordo com o catálogo o perfil mais indicado seria o A 12 Figura 4 Seção da correia A Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Conforme a figura 4 o diâmetro da polia motora será de 762mm diâmetro Datum Nesta etapa essa primeira redução i será de 15 sendo assim a rotação será de n1800 15 n1200rpm Através dessa relação estabelecida podemos calcular o valor da polia maior Ø poliamaiorØ poliamenor i Ø poliamaior76 215 Ø poliamaior114 5mm 13 Com o valor das polias definido deve ser estabelecido uma distância de centro entre elas uma vez que o projeto não possui delimitações de tamanho inicialmente a distância de centro será de 500mm A partir desse valor é possível encontrarmos o comprimento total da correia através da fórmula l2C π 2 Dd Dd 2 4C Onde l Comprimento mm C Distância de centro mm D Diâmetro da polia maior mm d Diâmetro da polia menor mm l2500 π 2 1145762114 5762 2 4500 l1301mm Consultando o catálogo GATES o valor mais próximo a esse comprimento é dado a seguir Figura 5 Perfil de correia A Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual 14 Com essa tabela é possível definirmos um comprimento efetivo de 1323mm Devido a esse novo comprimento é necessário ajustarmos LajusteLc157Dd Onde Lajuste Comprimento ajustadomm Lc Comprimento sem ajuste mm Lajuste1301157114 5762 Lajuste1038mm Com esse novo comprimento é necessário ajustarmos a distância entre centro CajLajh Dd 2 Onde Caj Distância entre centro ajustadamm h Fator tabelado O fabricante Gates disponibiliza uma tabela para encontrar este valor ele é dado pela seguinte expressão Dd Laj 114567 1038 0046 Através da tabela abaixo encontramos o valor h 15 Figura 6 Fator h Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Então h0023 Com o fator h é possível então corrigirmos a distância de centro CajLajh Dd 2 Caj10380023114 5762 2 Caj51856mm Estabelecido os valores de comprimento distância entre centros agora é válido definirmos o número de correias necessárias Figura 7 Potência básica 16 Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Figura 8 Potência adicional Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual É possível encontrarmos um valor de potência básica a partir do valor do diâmetro da polia menos em polegadas e a rotação do motor 1800 rpm no caso da polia dimensionada o Ø é de 3 Nesse caso será necessário interpolar os resultados Pb216 A figura 8 permite encontrar o valor de Pa Potência adicional que agora é baseado na taxa de transmissão e a rotação do motor Também necessário interpolar Pa036 Outro fator necessário é o arco de contato veja a seguir 17 Figura 9 Fator de arco de contato Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Encontrando o valor de Dd C Dd Caj D Diâmetro da polia maiormm d Diâmetro da polia menor mm Caj Distância de centro ajustada mm 1145762 51856 0074 Utilizando o valor encontrado na tabela encontramos um valor de arco de contato de 18 f ac099 Após isso é necessário calcular o valor fcc da correia A na tabela a seguir Figura 10 Fator de correção fcc Fonte GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Como nossa correia utilizada é um perfil A50 então f cc092 Obtido esses valores é possível determinarmos a potência por correia através da equação PpcPbPaf acf cc Ppc Potência por correia Pb Potência básica Pa Potência adicional f ac Fator de arco de contato f cc Fator de correção comprimento da correia Ppc2160 36099092 Ppc2160 36099092 Ppc229 HP 19 Para temos a potência de projeto de 5824 HP e a potência que a correia aguenta podemos encontrar quantas correias são necessárias para o projeto Ncorreias5824 229 Ncorreias3 correias Tabela 1 Especificações da correia selecionada Correia selecionada Perfil A50 Comprimento 1323 Ø Polia menor 762mm Ø Polia maior 274mm N de correias 3 Fonte Autoria própria 22 Número de reduções necessárias e fator de serviço Como o valor de rotação ainda não está no valor de rotação de saída indicado pelo projeto será necessário um redutor ele terá como função reduzir de 1200 rpm para 250 O fator de redução é de inentrada nsaida i1200 250 i1200 250 i5 20 Consultando o catálogo Helimax para um fator de redução 5 o número de estágio de redução recomendado é 2 Figura 11 Estágios de redução Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos Ainda de acordo com o catálogo Helimax para um transportador helicoidal o fator de serviço é definido de acordo com as seguintes características Figura 12 Tipo de carga Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos 21 No nosso caso a aplicação será em um transportador de correia classificação M Figura 12 Tipo de carga Fonte Helimax Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos Fator de serviço é de 125 23 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 pelo par de engrenagens que em condições normais de fabricação e uso uma transmissão por engrenagens tem um rendimento na ordem de 98 de acordo com o documento TRANSMISSÃO POR ENGRENAGEM do prof Marcelo A L Alves ne098 Após o conhecimento dos rendimentos das engrenagens podemos obter o valor do rendimento total do redutor netne nne 1 n 22 Onde ne Rendimento global do sistema de transmissão n número de pares de engrenagem net0 98 2098 12 net08587 ou8587 Já as correias apresentam um rendimento de 95 então nc095 Assim com esses valores é possível obtermos o rendimento global ntnet nc nt09508587 nt08157 ou8157 24 Esquema 2D dos componentes do redutor 23 25 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 21 observase algumas propriedades do óleo em questão Figura 13 Datasheet óleo 80W90 24 Fonte Datasheet óleo 80W90 Para a caixa de engrenagens do estudo em questão onde se tem uma lubrificação de contorno devido ao nível de cargas elevado 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 26 Dimensionamento das engrenagens Como definido anteriormente foi escolhido um fator de redução total é de 15 possuindo ao todo 2 estágios de redução Senso assim o valor de redução do primeiro estágio será de 125 enquanto para o segundo estágio será de 12 Foram utilizados valores parecidos para não existir uma diferença muito grande entre as engrenagens de ambos os estágios Então possuímos os seguintes parâmetros de entrada para o eixo I Figura 12 Parâmetro de entrada Rotação rpm Potência kW Torque Nm Redução 1º estágio Redução 2º estágio 1200 717 5706 25 12 Fonte Autoria própria Para o cálculo das dimensões das engrenagens do primeiro estágio foram utilizados os dados abaixo Figura 13 Parâmetro de entrada Rotação rpm Potência Toque Nm Redução 1º estágio 25 kW 1200 717 5706 25 Fonte Autoria própria Com isso para a engrenagem 1 os parâmetros são Figura 14 Parâmetros da engrenagem 1 ENGRENAGEM 1 Número de dentes 21 Módulo normal 25 Módulo transversal 266 Ângulo de pressão normal 25 Ângulo de pressão transversal 20 Diâmetro primitivo 56 Passo normal 785 Passo circular 836 Fonte Autoria própria O número de dentes o módulo e o ângulo de pressão são escolhidos a partir de informações retiradas da literatura O cálculo do diâmetro primitivo é a partir da seguinte fórmula mN D p N Então D pmFN2662156mm E o cálculo da largura da face foi definido através dos catálogos de engrenagens sendo FmF pF2668362224 mm Após todos os parâmetros iniciais já definidos irá ser verificado o coeficiente de segurança do pinhão do primeiro estágio pelo 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 σ b W tKaK m F m J K v KsK bK l 26 Todos os parâmetros serão definidos e calculados abaixo Força tangencial W t é a força W única força que pode ser transmitida de um dente a outro decomposta na direção tangencial do dente calculada pela fórmula W tT p r p 5706 0028 2037 8 N Figura 14 Disposição das forças nos dentes das engrenagens movida e motora Fonte Autoria própria Fator geométrico de resistência de flexão J pode ser fornecido pela tabela 129 para ângulo de pressão normal 25 e o ângulo de pressão transversal 20 dentes de profundidade completa com carregamento na ponta O valor mais crítico é escolhido J060 27 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 Kv A A200V t B Onde V t é a velocidade da linha de passo de engrenamento em unidades de ms V tπ d1n1 60 π 00561200 60 35185m s O fator B é definido como para 6Qv 11 B126 23 4 083 O fator A pode ser calculado A5056 1B5056 1835952 Então substituindo na fórmula de Kv Kv 5952 595220035185 052 08258 Fator de distribuição de carga Km possui valores sugeridos na tabela abaixo Figura 15 Tabela de fatores de carga Km 28 Fonte NORTON 2013 Como a largura da face é de 2224mm pela tabela obtémse Km16 Fator de aplicação Ka já foi obtido anteriormente e é Ka150 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 K B igual a 1 Fator de ciclo de carga Kl é igual a 1 para engrenagem não solta Com todos os valores definidos substituindo na fórmula σ b W tKaK m F m J K v KsK bK l σ b 2037815016 0022240002506008258 111 σ b17753 MPa Então valores de resistência a flexão do material são calculados pela fórmula 29 Sfb K L KT KR Sfb Onde Sfb é a resistência a 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 16 Gráfico de obtenção de K L Fonte NORTON 2013 Para um ciclo de vida de N igual 12000 horas N12000horas 1 60min 1hora 1200rotações min 84744 10 8rotações Assim K L1355884744 10 8 00178 K L0940 30 Fator de temperatura KT é igual a 1 considerando temperaturas abaixo de 120 Fator de confiabilidade K R é obtido através da tabela abaixo Figura 17 Gráfico de obtenção do fator K R Fonte NORTON 2013 Uma confiabilidade de 90 foi adotada portanto K R é igual a 085 Substituindo todos os valores na fórmula Sfb K L KT KR Sfb 0940 0851 4504976 MPa Portando o coeficiente de segurança é de CSSfb σb 442928 17753 25 Devido ao fato de o coeficiente de segurança ser um valor superior a 1 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 tiveram os seguintes valores Figura 18 Parâmetros da engrenagem 2 ENGRENAGEM 2 Número de dentes 53 Módulo normal 3 Módulo transversal 319 31 Ângulo de pressão normal 25 Ângulo de pressão transversal 20 Diâmetro primitivo 169 Passo normal 942 Passo circular 1003 Fonte Autoria própria Figura 19 Parâmetros da engrenagem 3 ENGRENAGEM 1 Número de dentes 21 Módulo normal 25 Módulo transversal 266 Ângulo de pressão normal 25 Ângulo de pressão transversal 20 Diâmetro primitivo 56 Passo normal 785 Passo circular 836 Fonte Autoria própria Figura 20 Parâmetros da engrenagem 4 ENGRENAGEM 4 Número de dentes 48 Módulo normal 3 Módulo transversal 319 Ângulo de pressão normal 25 Ângulo de pressão transversal 20 Diâmetro primitivo 153 Passo normal 942 Passo circular 1003 Fonte Autoria própria 27 Seleção do acoplamento do eixo de saída do redutor Para a seleção do acoplamento do eixo de saída do redutor foi escolhido um acoplamento do tipo flexível teteflex visto que pela sua geometria de construção 32 buchas e pinos são permitidos maiores desalinhamentos axiais entre os eixos Tal acoplamento no entanto também permite desalinhamentos radiais e angulares Sua seleção é simples e feita com base no cálculo do torque gerado no eixo de saída do redutor utilizandose de forma conservadora o fator de serviços equivalente a 15 que se dá por T9550717515 1177 T436 32 Nm Com isso de acordo com o catálogo abaixo temse Figura 21 Catálogo de acoplamentos do tipo Teteflex 33 Logo o melhor acoplamento para o caso é o D6 34 28 Flecha admissível A respeito da flecha admissível esta pode ser calculada por y FL 3 48 E π r 4 4 Logo como L0070m W r é igual a força radial E é o módulo de elasticidade do aço 1020 205GPa e r é o raio do eixo Assim para o primeiro eixo temse Para o primeiro eixo y 20378tan 250070 3 4820510 9 π 1010 3 4 4 2110 12 Para o segundo eixo y 454492tan 250070 3 4820510 9 π 1010 3 4 94010 12 Para o terceiro eixo y 38023tan 250070 3 4820510 9 π 1010 3 4 78610 12 Pelo fato de a largura da caixa das engrenagens ser pequena os eixos possuem uma flecha extremamente pequena como flecha admissível é equivalente a permissão de desalinhamento do acoplamento escolhido logo yadm0 4mm Desta forma é notável que o acoplamento em questão não terá problemas em suportar as flechas dos eixos em si 35 29 Dimensões prévias da caixa de redução Figura 22 Dimensões caixa de redução Fonte Autoria própria 2023 Desta forma os diagramas dos três eixos são apresentados nas próximas imagens sendo respectivamente o primeiro segundo e terceiro eixo 36 Figura 23 Diagramas primeiro eixo Fonte Autoria própria 2023 37 Figura 24 Diagramas segundo eixo Fonte Autoria própria 2023 38 Figura 25 Diagramas terceiro eixo Fonte Autoria própria 2023 39 3 CONCLUSÃO Mesmo o projeto não sendo terminado ainda na primeira parte os resultados obtidos estão sendo satisfatórios onde foi possível a escolha do equipamento que será utilizado o redutor seleção do elemento flexível para a transmissão de potência definição do fator de serviço para o redutor em função da aplicação os rendimentos globais do sistema e finalização com um layout 2D do arranjo do motor polias redutor e o equipamento 4 REFERÊNCIAS ALVES Marcelo A L Transmissão por engrenagens Disponível em httpsedisciplinasuspbrpluginfilephp7887696modresourcecontent1Transmiss C3A3o20por20engrenagenspdftextEm20condiC3A7C3B5es 20normais20de20fabricaC3A7C3A3ocompactas2C20ocupando 20um20menor20espaC3A7o Acesso em 09 out 2023 AMERICAN CHAIN ASSOCIATION Standard Handbook of Chains for Power Transmission and Material Handling CRC Press 2005 Segundo Edição 432 páginas BUDYNAS Richard G Elementos de máquina de Shigley Projeto de engenharia mecânica 8 ed Porto Alegre AMGH 2011 1084 p 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 GATES Heavy Duty VBelt Design Manual Disponível em httpsedisciplinasuspbrpluginfilephp4654857modresourcecontent0 GatesHeavyDutyvbeltdesignPDF Acesso em 21 ago 2023 40 HELIMAX Redutores de engrenagens helicoidais e eixos paralelos Disponível em httpwwwvtrindbrcatalogoswegcestariredutoresCatalogoHelimaxpdf Acesso em 21 ago 2023 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 MOTT Robert L Elementos de máquina em projetos mecânicos 5 ed São Paulo Pearson 2015 SILVEIRA Zilda de castro Roscas transportadoras Disponível em httpsedisciplinasuspbrpluginfilephp4650271modresourcecontent0 AulaRoscaTransportadora2019Zildapdf Acesso em 10 outubro 2023 SOLDMAK Características rosca transportadora helicoidal vertical Disponível em httpsblogsoldmakcombrroscatransportadoraroscatransportadora helicoidalvertical Acesso em 10 outubro 2023 WEG Seleção de motores elétricos Disponível em httpstsubakiindbrwpcontentuploadscatalogosCatalogosemPortugues CorrentesdeTransmissaoPortuguespdf Acesso em 21 ago 2023 UNIVERSIDADE DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA SELEÇÃO E DIMENSIONAMENTO DE ELEMENTOS QUE COMPÕEM UM REDUTOR DE VELOCIDADE CIDADE 2023 UNIVERSIDADE DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA NOMES SELEÇÃO E DIMENSIONAMENTO DE ELEMENTOS QUE COMPOEM UM REDUTOR DE VELOCIDADE TRABALHO APRESENTADO PARA A DISCIPLINA XXX DO CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA PARA AVALIAÇÃO XXX PROF XXX CIDADE 3 2023 SUMÁRIO MEMORIAL DE CÁLCULO4 1 INTRODUÇÃO4 2 DIMENSIONAMENTO6 21 PREMISSAS DE PROJETO6 21 EIXOS8 211 Propriedades8 212 Cargas e Esforços9 213 Determinação do diâmetro dos eixos14 22 CHAVETAS16 23 ENGRENAGENS18 24 MANCAIS20 3 CONSIDERAÇÕES FINAIS22 REFERÊNCIAS23 4 MEMORIAL DE CÁLCULO 1 INTRODUÇÃO O dimensionamento e a seleção de elementos para um redutor de velocidades de três eixos paralelos é um processo crítico no design de sistemas mecânicos que necessitam de controle preciso da velocidade de rotação Esta introdução aborda os aspectos fundamentais envolvidos nesse processo visando garantir eficiência durabilidade e adequação às necessidades específicas da aplicação Inicialmente é essencial entender o princípio de funcionamento de um redutor de velocidades Ele é projetado para diminuir a velocidade de rotação fornecida por um motor mantendo ou aumentando o torque No caso de redutores com três eixos paralelos os eixos são dispostos de maneira linear e paralela entre si com engrenagens montadas para transmitir o movimento de um eixo a outro A seleção de materiais é um passo crucial Devese considerar a resistência a durabilidade e o desempenho dos materiais sob condições operacionais variadas Materiais resistentes ao desgaste e à corrosão são preferidos especialmente em ambientes industriais adversos O dimensionamento dos elementos como engrenagens eixos e rolamentos é realizado com base em cálculos de resistência mecânica e análises de carga Fatores como a potência do motor a relação de redução desejada as cargas axiais e radiais esperadas e a velocidade operacional influenciam diretamente no tamanho e tipo de cada componente A eficiência do redutor é outro aspecto importante Redutores eficientes minimizam as perdas por atrito e calor contribuindo para a economia de energia e para a manutenção da temperatura operacional dentro de limites seguros Por fim a manutenção e a facilidade de operação também devem ser consideradas no design Elementos facilmente acessíveis e substituíveis reduzem o tempo e o custo de manutenção enquanto um design intuitivo e seguro facilita a operação e minimiza os riscos de acidente 5 Em resumo o dimensionamento e a seleção de elementos para um redutor de velocidades de três eixos paralelos exigem uma compreensão detalhada das necessidades mecânicas e operacionais do sistema além de uma criteriosa escolha de materiais e componentes para assegurar um desempenho eficiente e confiável Composto de eixos de entrada e saída rolamentos e engrenagens sendo no interior onde os dentes e pinhões trabalham transferindo energia de um eixo para outro Além disso os componentes principais da caixa de redução são Eixos de entrada e saída Mancais Rolamentos Engrenagens helicoidais Retentores e vedação Carcaça ou caixa 6 2 DIMENSIONAMENTO Primeiramente é preciso especificar para qual equipamento o redutor será usado para este trabalho o equipamento escolhido será um transportador que tem um motor WEG W22 4 polos de 5cv e com uma rotação de 1800 rpm que após o redutor tornase 250 rpm o projeto também especifica que se deve dimensionar uma correia trapezoidal que fara uma redução antes do redutor 21PREMISSAS DE PROJETO O esquema do redutor é dado pela Figura 1 Figura 1 Esquema do redutor Autoria Própria 2023 Os diagramas de corpo livre são apresentados pela Figura 2 Figura 2 Diagrama de Corpo Livre dos eixos Autoria Própria 2023 7 Os parâmetros dados se encontram apresentados na Tabela 1 e foram calculados levando em consideração a Equação 1 T9550 P kW n rpm 1 Tabela 1 Parâmetros dados Autoria Própria 2023 Parâmetros dados Redução 720 Torque de saída 14243 Nm calculado Torque de entrada 1978 Nm calculado Rotação entrada 180000 rpm Rotação do eixo 1 Já os parâmetros estimados são apresentados na Tabela 2 Tabela 2 Parâmetros estimados Autoria Própria 2023 Parâmetros estimados Ângulo de pressão φ 2500 Ângulo de hélice ψ 1000 Passo diametral Pd 500 Comprimento total eixo 260 m B P1 100 m Ver desenho esquemático L1 100 m L2 060 m L3 100 m Já os parâmetros calculados são apresentados na Tabela 3 Tabela 3 Parâmetros calculados Autoria Própria 2023 Parâmetros calculados Número de dentes Np1 Np2 2600 Ng1 Ng2 6977 Razão de engrenamento Diâmetros Dp1 Dp2 520 in 013 m Dg1 Dg2 1395 in 035 m Raios rp1 rp2 260 in 007 m rg1 rg2 698 in 018 m 8 Rotações Rotação do eixo 2 67082 rpm WeRp1W2Rg1 Rotação do eixo 3 25000 rpm W2Rp2W3Rg2 21EIXOS 211 Propriedades As propriedades e dados utilizados nos eixos são apresentados da Tabela 4 a Tabela 6 Tabela 4 Material Aço SAE 1045 Autoria Própria 2023 Material Aço SAE 1045 Limite de resistência à tração Sut 585 MPa 85 Kpsi Limite de escoamento Sy 450 MPa 65 Kpsi Confiabilidade 50 Os valores de Fatores serão automaticamente modificados por esses parâmetros Temperatura 250 C Diâmetro inicial D 4 in Estipulado Utilizada apenas para a primeira proposta de eixo Diâmetro d 2 in Estipulado Raio do entalhe r 02 in Estipulado Coeficiente de Segurança de projeto Nf 25 Estipulado Fator de concentração de tensão para flexão Kt 185 Encontrando Kt pela tabela a partir dos diâmetros D e d e do raio do entalhe Fator de concentração de tensão para torção Kts 2 Estipulado Tabela 5 Fatores para cálculo dos eixos Autoria Própria 2023 Fatores Ccarregamento 100 Flexão Csuperfície 083 Sut usinagem Ctamanho 076 Apenas para a primeira proposta de eixo Ctemperatura 100 Cconfiança 100 Tabela 6 Entalhe e Concentração de Tensão Autoria Própria 2023 Entalhe e Concentração de Tensão Limite de resistência à fadiga Se 292500 psi SeSut05 Limite de resistência à fadiga corrigido Se 184936 psi Proposta inicial SeSeCcarCsupCtamCtempCconf Sensibilidade ao entalhe para 0612574113 q 11sqrtasqrtr 9 flexão q a05 Gráfico Sensibilidade ao entalhe para torção qs 0646110632 qs 11sqrtasqrtr a05 Gráfico Fator de concentração em fadiga para flexão Kf 1520687996 Kf 1 qKt1 Fator de concentração em fadiga para torção Kfs 1646110632 Kfs 1 qsKts1 Kfsm 1646110632 Assumindose que as tensões não ultrapassam a tensão de escoamento Kfsm Kfs 212 Cargas e Esforços Os esforços do eixo 1 são apresentados pela Tabela 7 e Figura 3 Tabela 7 Esforços no eixo 1 Autoria Própria 2023 Eixo 1 XY x m Vx N Mx Nm 000 11682 000 100 11682 11682 160 7682 12291 260 000 000 XZ x m Vx N Mx Nm 000 77881 000 100 77881 77881 160 47927 76683 260 000 000 10 Figura 3 Diagramas de esforços no eixo 1 Autoria Própria 2023 11 Os esforços do eixo 2 são apresentados pela Tabela 8 e Figura 4 Tabela 8 Esforços no eixo 2 Autoria Própria 2023 Eixo 2 XY x m Vx N Mx Nm 000 5495 000 100 5237 5237 160 9236 14778 260 000 000 XZ x m Vx N Mx Nm 000 60983 000 100 19393 19393 160 49347 78955 260 000 000 000 100 160 260 16000 14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 000 Plano XY Mx Mx Nm x m Mx Nm 100 160 260 80000 60000 40000 20000 000 20000 40000 60000 Plano XZ Vx XZ Vx N x m Vx N 12 000 100 160 260 000 20000 40000 60000 80000 100000 Plano XZ Mx Mx Nm x m Mx Nm 000 100 160 260 80000 70000 60000 50000 40000 30000 20000 10000 000 Eixo X Nx Nx N x m Nx N Figura 4 Diagramas de esforços no eixo 2 Autoria Própria 2023 Os esforços do eixo 3 são apresentados pela Tabela 9 e Figura 5 Tabela 9 Esforços no eixo 3 Autoria Própria 2023 Eixo 3 XY x m Vx N Mx Nm 000 3053 000 100 7680 7680 160 7680 12287 260 000 000 XZ x m Vx N Mx Nm 000 111289 000 100 30914 30914 160 30914 49462 260 000 000 13 Figura 5 Diagramas de esforços no eixo 3 Autoria Própria 2023 14 213 Determinação do diâmetro dos eixos Os diâmetros dos eixos foram determinados através das iterações pela relação geral do projeto de eixos Tabela 10 Esforços máximos para os três eixos Autoria Própria 2023 Eixo 1 x m Momento equivalente Nm 000 0 100 7875202975 160 7766146008 260 0 Eixo 2 x m Momento equivalente Nm 000 0 100 2008741693 160 8032627232 260 0 Eixo 3 x m Momento equivalente Nm 000 0 100 3185321807 160 5096514891 260 0 Esforços Eixo 1 Ma 78752 Nm 697015 lbin Tm 1978 Nm 17508 lbin Eixo 2 Ma 80326 Nm 710948 lbin Tm 5308 Nm 46980 lbin Eixo 3 Ma 50965 Nm 451080 lbin Tm 14243 Nm 126060 lbin Tabela 11 Iterações para o diâmetro calculado nos três eixos Autoria Própria 2023 Dimensionamento Eixo 1 Iteração Ctamanho Se Diâmetro in Diâmetro m 1 075966 184936 04086559 001037986 15 2 094780 230738 03854789 000979116 3 095319 232048 03849504 000977774 4 095331 232079 03849380 000977742 5 095332 232080 03849377 000977742 6 095332 232080 03849377 000977742 7 095332 232080 03849377 000977742 8 095332 232080 03849377 000977742 Eixo 2 Iteração Ctamanho Se Diâmetro in Diâmetro m 1 07597 18493564 0524711903 0013327682 2 09251 22521022 0503414322 0012786724 3 09288 22611723 0503022043 001277676 4 09289 22613432 0503014678 0012776573 5 09289 22613465 050301454 0012776569 6 09289 22613465 0503014537 0012776569 7 09289 22613465 0503014537 0012776569 8 09289 22613465 0503014537 0012776569 Eixo 2 Iteração Ctamanho Se Diâmetro in Diâmetro m 1 07597 18493564 0639208172 0016235888 2 09076 22093938 0626894787 0015923128 3 09093 22135664 0626775562 0015920099 4 09093 22136072 0626774398 001592007 5 09093 22136076 0626774386 0015920069 6 09093 22136076 0626774386 0015920069 7 09093 22136076 0626774386 0015920069 8 09093 22136076 0626774386 0015920069 Tabela 12 Diâmetros finais dos eixos Autoria Própria 2023 Proposta de dimensionamento Eixo Diâmetro in Diâmetro m Diâmetro mm Diâmetro mínimo 1 038 001 978 2 050 001 1278 3 063 002 1592 16 22CHAVETAS 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 L 2T d 2h1 3 4 hh padm 2 Já para cisalhamento L 2 T d bτ adm 3 Tabela 13 Dimensionamento chavetas Autoria Própria 2023 Proposta Chaveta Chaveta Material Alumínio 5052 H112 Limite de Resistência à Tração Sut 25000 Mpa 3626 Ksi Limite de Escoamento Sy 23500 Mpa 3408 Ksi Comprimento da Chaveta L 4335 mm 160 in 8pd Confiabilidade 5000 Chaveta 1 Pinhão 1 Diâmetro do eixo 978 mm 038 in Fa 000 N V cte Largura Nominal da Chaveta b 236 mm 009 in Fm 404642 N FTmaxreixo Altura da chaveta h 236 mm 009 in τcis 3951637673 Nm2 τcisFmAcis Área de Cisalhamento Acis 10240 mm² 016 in² σa 000 Nm2 V cte Área de Esmagamento Aesm 5120 mm² 008 in² σm 6844437223 Nm2 σm raiz3τcis2 σmax 7903275347 Nm2 Coeficiente de Segurança à Fadiga Nf 343 Coeficiente de Segurança para Falha de Cisalhamento Nesm 36526012562601 Chaveta 2 Engrenagem 1 Diâmetro do eixo 1278 mm 050 in Fa 000 N V cte Largura Nominal da Chaveta b 318 mm 013 in Fm 830897 N FTmaxreixo Altura da chaveta h 318 mm 013 in τcis 6037069775 Nm2 τcisFmAcis Área de Cisalhamento Acis 13763 mm² 021 in² σa 000 Nm2 V cte Área de Esmagamento Aesm 6882 mm² 011 in² σm 10456511579 Nm2 17 σmax 12074139550 Nm2 Coeficiente de Segurança à Fadiga Nf 225 Coeficiente de Segurança para Falha de Cisalhamento Nesm 239 Chaveta 3 Pinhão 2 Diâmetro do eixo 1278 mm 050 in Fa 000 N V cte Largura Nominal da Chaveta b 318 mm 013 in Fm 830897 N FTmaxreixo Altura da chaveta h 318 mm 013 in τcis 6037069775 Nm2 τcisFmAcis Área de Cisalhamento Acis 13763 mm² 021 in² σa 000 Nm2 V cte Área de Esmagamento Aesm 6882 mm² 011 in² σm 10456511579 Nm2 σmax 12074139550 Nm2 Coeficiente de Segurança à Fadiga Nf 225 Coeficiente de Segurança para Falha de Cisalhamento Nesm 239 Chaveta 4 Engrenagem 2 Diâmetro do eixo 1592 mm 063 in Fa 000 N V cte Largura Nominal da Chaveta b 475 mm 019 in Fm 1789297 N FTmaxreixo Altura da chaveta h 475 mm 019 in τcis 8690207497 Nm2 τcisFmAcis Área de Cisalhamento Acis 20590 mm² 032 in² σa 000 Nm2 V cte Área de Esmagamento Aesm 10295 mm² 016 in² σm 150518809 14 Nm2 σmax 17380414995 Nm2 Coeficiente de Segurança à Fadiga Nf 156 Coeficiente de Segurança para Falha de Cisalhamento Nesm 166 18 23ENGRENAGENS Para o cálculo do coeficiente de segurança do pinhão do primeiro estágio foi utilizado o método AGMA para tensão de flexão σ b W t K a Km F m J K v Ks Kb KI4 Todos os parâmetros serão definidos e calculados abaixo Força tangencial W t é a força W única força que pode ser transmitida de um dente a outro decomposta na direção tangencial do dente calculada pela fórmula W tT p r p 5 Figura 6 Disposição das forças nos dentes das engrenagens movida e motora Norton 2014 Tabela 14 Dimensionamento de engrenagens Autoria Própria 2023 Dimensionamento das Engrenagens P1 G1 P2 G2 Número de ciclos eixo 3 1560000 00 Wt lbf 29954 29954 80375 80375 Número de ciclos eixo 2 4185919 254 Wr lbf 4000 4000 10732 10732 Número de ciclos eixo 1 1123200 000 Wa lbf 19421 19421 52112 52112 Anos de serviço 5 Raio r in 260 698 260 698 Dias de trabalho 260 Pd 500 500 500 500 Horas de trabalho 8 Qv 10 10 10 10 Frequência 180000 Dureza HB 163 163 163 163 Confiabilidade 99 Grau 2 2 2 2 Temperatura ºCºF 100 21 2 φ rad 043631 9444 0436319444 0436319444 043631 9444 ψ rad 017452 7778 0174527778 0174527778 017452 7778 Poisson V 03 03 03 03 Módulo de Elasticidade E psi 2755700 0 27557000 27557000 2755700 0 19 Tensão de Flexão 1º Par de Engrenagens 2º Par de Engrenagens A 8377638527 Largura de Engrenagem F 24 Largura de Engrenagem F 32 B 0396850263 Fator geométrico de flexão J P1 06204 Fator geométrico de flexão J P2 06204 Vt 1 245044227 Fator geométrico de flexão J G1 06819 Fator geométrico de flexão J G2 06819 Vt 2 3403392041 Fator distribuição de carga Km 17 Fator distribuição de carga Km 17 Fator de aplicação Ka 1 Fator de aplicação Ka 1 Tensão de Flexão Fator de espessura de borda Kb 1 Fator de espessura de borda Kb 1 Fator de ciclo de carga Ki 1 Fator de ciclo de carga Ki 1 Tensão de Flexão P1 2055952305 Fator de tamanho Ks 1 Fator de tamanho Ks 1 Tensão de Flexão G1 1870527658 Fator dinâmico Kv 0831725353 Fator dinâmico Kv 0924056668 Tensão de Flexão P2 3724104698 Tensão de Flexão G2 3388230759 Limite de Resistência à Fadiga Coeficiente de Segurança por Fadiga Nb Resistência à fadiga Sfb 2923259658 Nb P1 1421851884 Resistência a fadiga de flexão Sfb 31249306 Nb G1 1562799483 Fator de vida Kl 0935463865 Nb P2 7849563573 Fator de temperatura Kt 1 Nb G2 8627687621 Fator de confiabilidade Kr 1 Tensão de Superfície 1º PAR 2º PAR Resistência à fadiga de superfície Coeficiente elástico Cp 2195357931 219535 7931 1º PAR 2º PAR Fator geométrico de superfície I 0179776229 020547 3942 Sfc 774497 0 7922807 Fator de acabamento superficial Cf 1 1 Resistência à fadiga de superfície Sfc 86332 86332 Raio de Curvatura do pinhão ρp 1098777157 109877 7157 Fator de vida da superfície Cl 090 092 Raio de Curvatura da engrenagem ρg 2948328498 294832 8498 Fator de razão de dureza Ch 1 1 Fator dinâmico Cv 0831725353 092405 6668 φn 0430485181 043048 5181 Tensão de Superfície ψb 0158462846 015846 2846 Z 0859872129 085987 2129 Mp 1509995617 150999 5617 Tensão de Superfície 1º Par 3626561 Mf 0673499181 089799 8908 Tensão de Superfície 2º Par 4565487 Px 3563478721 356347 8721 Parte fracional Nr 0509995617 050999 5617 Coeficiente de Segurança por Fadiga Nb Parte fracional Na 0673499181 089799 8908 Lmín 3092627293 471292 8019 Par 1 456 Mn 0776039197 067898 3423 Par 2 301 Ap Ag 02 02 20 24MANCAIS 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 L C Fe 103 6 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 FeFr kN para Fa Fr e7 Fe04 FrY FakN para Fa Fr e8 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 A força axial é determinada com as fórmulas da Figura 3 a seguir 21 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 temse FeFr kN para Fa Fr 1 2Y 9 Fe05 FrY Fa kN para Fa Fr 1 2Y 10 Tabela 15 Dimensionamento de mancais Autoria Própria 2023 Dimensionamento dos Mancais Parâmetros Confiabilidade R 95 Estipul ado Probabilidade de Falha F 5 Tabela 115 Kr 062 Tabela 115 Análise Geral Eixo Diâmet ro do eixo mm Man cal Carga axial Fa N Carga axial lb Carga radial Fr N Carga radial lb Carga Nula Diâm etro do manc al mm Tipo do manc al Có dig o ma nca l Veoci dade máxi ma Sl rpm Carga nominal dinâmic a C lb Carga nominal estática Co lb 1 978 A 19421 43660 57733 1168 17161 26261 6659 FALS O 0 Esféri co 630 6 9500 5000 3400 B 000 0 7682 17270 00605 Carga Nula 0 9500 5000 3400 2 1278 C 71533 38373 16081 42 5495 12354 39489 FALS O 12 630 7 8500 5700 4000 D 000 0 9236 20764 42014 Carga Nula 12 8500 5700 4000 3 1592 E 000 0 3052 71908 68628 17761 Carga Nula 10 630 6 9500 5000 3400 F 52112 11715 36226 7679 52379 17264 33742 FALS O 10 9500 9500 3400 Com carga axial Sem carga axial Mancal FaCo Rel açã o do anel inter no V e Fa FrV Fa FrV e Fila única Carga equiv alente P lb Vida em fadig a L10 106 rev Manc al Vida em fadiga L10 106 rev Lp 106 rev X Y A 00128 41346 1 028 16625 21239 Sim 056 155 8238 2235 8254 B 242679 1939 150461 1002 C 00402 0355 1 038 13016 76054 Sim 056 115 1918 5 2622 446 D 206854 5814 128249 8404 F 00344 56948 1 034 67858 74242 Sim 056 131 1631 4 2878 952 E 386725 32527 239769 70167 22 3 CONSIDERAÇÕES FINAIS Os resultados obtidos 23 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 httpsedisciplinasuspbrpluginfilephp4654857modresourcecontent0 GatesHeavyDutyvbeltdesignPDF 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 httpstsubakiindbrwp contentuploadscatalogosCatalogosemPortuguesCorrentesdeTransmissao Portuguespdf 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 24 IPIRANGA IPIRANGA ULTRAGEAR PREMIUM 80W90 Disponível em httpsatrialubcombrwpcontentuploads202206IpirangaUltragearPremium 80W90081216pdf Acesso em 24 de novembro de 2022 FAG Rolamentos FAG Disponível em httpswwwgeneraltcombrCatalogo 20General20FagAcesso em nov 2022 DL SEALS Tecnologia em vedações Disponível em httpswwwdlsealscombrpdfcatalogooringsstandartpdf