carlos guilherme glufke

8/19/2019 Carlos Guilherme Glufke

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MINISTÉRIO DA EDUCAÇÃO

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO SUL

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA

PROJETO DE BANCADA DE TESTE DE CORRENTES DE TRANSMISSÃO DE

POTÊNCIA

por

CARLOS GUILHERME GLUFKE

Monografia apresentada ao Departamentode Engenharia Mecânica da Escola deEngenharia da Universidade Federal do Rio

Grande do Sul, como parte dos requisitospara obtenção do diploma de EngenheiroMecânico.

Porto Alegre, junho de 2007.


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Universidade Federal do Rio Grande do Sul

Escola de Engenharia

Departamento de Engenharia Mecânica

PROJETO DE BANCADA DE TESTE DE CORRENTES DE TRANSMISSÃO DE

POTÊNCIA

por

Carlos Guilherme Glufke

ESTA MONOGRAFIA FOI JULGADA ADEQUADA COMO PARTE DOS REQUISITOS PARAA OBTENÇÃO DO TÍTULO DE

ENGENHEIRO(A) MECÂNICO(A) APROVADA EM SUA FORMA FINAL PELA BANCA EXAMINADORA DO

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA.

Prof. Prof. Dr. Gilberto Dias da CunhaCoordenador do Curso de Engenharia Mecânica

Área de Concentração: Projeto e Fabricação

Orientador: Prof. Dr. Eng. Joyson Luiz Pacheco

Comissão de Avaliação:

Prof. Ney F. Ferreira

Prof. Vilson João Batista

Porto Alegre, 18 de junho de 2007.


3/26

Dedico este trabalho aos meus pais, Carlos

Alfredo Glufke e Maria Irene Glufke, que

sempre se dedicaram em educar e

proporcionar as melhores condições possíveis

para a formação de seus filhos.

iii


4/26

Agradeço ao meu orientador, Prof. Dr. Eng. Joyson Luiz

Pacheco, ao GPFAI, pela oportunidade de estágio, aos

demais professores que me auxiliaram durante a

graduação, aos colegas por todos momentos

compartilhados durante este período e principalmente aos

meus pais, Carlos Alfredo Glufke e Maria Irene Glufke,

bem como às minhas irmãs, Alessandra e Bárbara pelo

apoio e amizade que nelas encontro.

iv


5/26

Este trabalho contou com o apoio de Rexnord Correntes Ltda.

v


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GLUFKE, C. G. Projeto de Bancada de Teste de Correntes de Transmissão de

Potência. 2007. 16 folhas. Monografia (Trabalho de Conclusão do Curso de

Engenharia Mecânica) – Departamento de Engenharia Mecânica, Universidade

Federal do Rio Grande do Sul, Porto Alegre, 2007.

RESUMO

O presente trabalho trata da elaboração do projeto de uma bancada de teste de

fadiga de correntes tipo “standard” para transmissão de potência. Esta bancada

deve ser capaz de testar a vida de uma corrente, sendo utilizada em diferentessituações de carregamento ou de montagem, bem como garantir a continuidade e

repetibilidade dos parâmetros ajustados para testes sucessivos, permitindo a

comparação de correntes diferentes submetidas às mesmas condições de uso.

PALAVRAS-CHAVE: Corrente de Transmissão, Bancada de Testes, Teste deFadiga, Projeto.

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GLUFKE, C. G. Drive Chain Tester Project. 2007. 16 folhas. Monografia (Trabalho

de Conclusão do Curso de Engenharia Mecânica) – Departamento de Engenharia

Mecânica, Universidade Federal do Rio Grande do Sul, Porto Alegre, 2007.

ABSTRACT

The present work deals to project a fatigue chain tester. That tester should be able to

test chain limits in diferent conditions. Those conditions should be repited in

sucessive tests to allow comparative results.

KEYWORDS: Drive Chain, Bench Tester, Fatigue Test, Project.

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SUMÁRIO

1. INTRODUÇÃO 01

2. PROJETO 01

2.1. Análise dos carregamentos máximos 022.2. Definição das especificações geométricas 03

2.3. Esquematização dos carregamentos nos eixos 05

2.4. Definição da faixa de rotações dos eixos 05

2.5. Dimensionamento dos eixos 06

2.6. Dimensionamento dos mancais 10

2.7. Dimensionamento das rodas dentadas 11

2.8. Sistema de carregamento das correntes 122.9. Dimensionamento do motor elétrico 13

2.10. Dispositivos de segurança 14

3. CONCLUSÕES 15

4. BIBLIOGRAFIA 16

ANEXOS – A 17

ANEXOS – B 18

viii


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1

1. INTRODUÇÃO

Correntes metálicas de transmissão de potência e de movimento são muito

utilizadas em diversos equipamentos mecânicos nos dias atuais, o que torna o

mercado destas correntes muito atrativo. Desta forma, nos últimos anos asindústrias do ramo vêm sofrendo o ataque de novas concorrentes de toda parte do

mundo.

Para garantir o mercado, as indústrias estão tendo que investir em novas

tecnologias para melhorar o desempenho e reduzir os custos de seus produtos.

Sabe-se, porém, que o desempenho destas correntes depende de diversos fatores

do processo de fabricação tais como matérias primas, tratamentos térmicos e

configurações geométricas dos componentes, bem como das condições de trabalhoàs quais as correntes são submetidas.

A bancada de teste, objeto do presente projeto, deve permitir submeter às

correntes a diversas condições de carregamento, além de permitir a repetibilidade

das condições dos testes, possibilitando a comparação de resultados obtidos em

testes sucessivos de correntes sob as mesmas solicitações.

Assim, a bancada de teste torna-se uma ferramenta de grande valia para que

as indústrias fabricantes de correntes possam analisar o desempenho de seus

produtos em relação aos dos concorrentes, as causas de falhas, bem como a

durabilidade dos mesmos em diferentes condições de utilização.

Analisando os resultados dos testes, as falhas identificadas nas correntes

realimentam a melhoria do projeto dos produtos.

Atualmente as correntes passam apenas por teste de tração. Resistindo a

tração mínima especificada em norma, as mesmas são aprovadas. Porém, nenhuma

conclusão mais aprofundada com respeito ao desempenho das correntes pode ser

constatada a partir deste ensaio.

2. PROJETO

O projeto foi influenciado pelas características exigidas pela Rexnord Correntes

Ltda., fato que limitou as possibilidades de configurações da bancada. Inicialmente a

configuração da bancada apresentada pela empresa foi o representado na figura do


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2

anexo A-1. A partir deste, foram analisadas características, implementadas

melhorias e definidos os parâmetros iniciais do projeto.

A configuração proposta foi considerada muito interessante uma vez que o

carregamento das correntes é feito de forma muito simples, podendo ser medido

com um dinamômetro no momento da montagem das correntes nas rodas dentadasda bancada. Outro fato que torna esta configuração bastante criativa é que uma

corrente em teste cria uma componente de força inversa na outra corrente em teste,

desta forma, é possível garantir que o carregamento é sempre igual nas duas

correntes.

Outras configurações de bancada foram analisadas para evitar que em uma

das correntes a catenária ficasse na parte superior das rodas. Porém, para garantir

cargas iguais nas correntes, o carregamento deveria ser aplicado por freios, difíceisde dimensionar e que dificilmente solicitariam cada uma das correntes com a mesma

carga.

2.1. ANÁLISE DOS CARREGAMENTOS MÁXIMOS

O teste de correntes se baseia na simulação prática da utilização de correntes,

razão pela qual não há nenhuma especificação de parâmetros para a realização dos

mesmos em normas. Os parâmetros, neste caso, devem ser verificados nas

definições de projeto e seleção de correntes. Em se tratando este de um projeto de

uma bancada de testes solicitado por uma indústria de correntes, os carregamentos

sugeridos para as correntes em teste serão considerados conforme a REXNORD

recomenda a seus clientes para a utilização de seus produtos.

A Rexnord, por sua vez, recomenda a utilização das suas correntes de rolo,

como são chamadas as correntes “standard” que serão testadas na bancada, com

um carregamento de 9% a 13% das suas capacidades mínimas da carga nominal de

ruptura, grandeza esta chamada de fator de serviço. A partir disto, podemos verificar

(tabela 1) os carregamentos máximos recomendados para cada uma das correntes

que se pretende testar com a bancada.


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3

Tabela 1 – Cargas mínimas admissíveis de projeto e carregamentos detrabalho máximo recomendado.

ANSI 40 ANSI 50 ANSI 60 ANSI 80

Carga de ruptura mínima 1410 Kgf 2220 Kgf 3180 Kgf 5670 Kgf

Carregamento máximo

recomendado

183,3 Kgf

1797,5 N

288,6 Kgf

2830,2 N

413,4 Kgf

4054,1 N

737,1 Kgf

7228,5 N

Para a definição da capacidade de carregamento de aplicação da bancada, o

limite será dado pela corrente ANSI80, a corrente mais robusta que se pretende

testar com a mesma.

Neste caso, verificou-se uma carga máxima recomendada pela empresa de

737,1Kgf. Por outro lado, prevendo alguns casos extremos, podemos extrapolar estevalor um pouco. De modo a garantir condições de verificar os efeitos da sobre carga

na “vida” das correntes, bem como garantir que a bancada seja mais robusta que as

correntes em teste, decidiu-se por prever a utilização da bancada com até duas

vezes a carga máxima das correntes, sendo então, a capacidade de carga máxima

aplicada pela bancada em cada corrente será pré-definida em 1.500 Kgf (14.710N).

Tendo este limite pré-definido, devemos considerar o fato de que duas

correntes estão sendo testadas simultaneamente. Desta forma, para que cada

corrente possa ser solicitada com os 1.500Kgf desejados, a bancada deve ser capaz

de aplicar um carregamento de até 3.000Kg (29.420N) em cada eixo, sendo

portando, dimensionada para suportar estes carregamentos.

2.2. DEFINIÇÃO DAS ESPECIFICAÇÕES GEOMÉTRICAS

Inicialmente foi definido que seriam usadas rodas dentadas com 11 dentes,

uma vez que, segundo a literatura, rodas com número menor de dentes causam

maior solicitação às correntes, mantendo-se os mesmos carregamentos além de

mais compactas e baratas. Todavia, a literatura não recomenda a utilização de rodas

com menos de 11 dentes.

Num segundo momento, verificou-se que o diâmetro do eixo exigiria que as

rodas fossem maiores que estas pré-selecionadas. Após a realização de cálculos de

solicitações nos eixos com diferentes tamanhos de rodas, definiu-se que todas as

rodas deveriam ter o diâmetro semelhante e próximo a 160 mm, número que não


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4

representa uma roda muito grande, porém garante o acoplamento nos eixos

dimensionados.

Uma vez definido o diâmetro base das rodas, pode-se calcular o número de

dentes e por fim o diâmetro nominal real de cada roda.

⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ =

N sin

p D

1800

(2.1)

N – número de dentes da rodap – passo da corrente

D0 – diâmetro primitivo da roda

Equação 2.1 - Shigley, J. E, Mischke, C. R., Power Transmission Elements, A MechanicalDesigners’ Workbook.

Através da equação 2.1 foram calculadas as características apresentadas na

tabela 2.

Tabela 02 – Cálculo dos números de dentes e diâmetros nominais das rodas. Diâmetro in icial: 160 mmPerímetro inicial: 502,4 mm

PassoNúmero de

dentesNº de dentes

corrigidoDiâmetrocorrigido

ANSI 40 12,7 39,536 40 161,87 mm ANSI 50 15,875 31,610 32 161,966 mm ANSI 60 19,05 26,322 27 164,097 mm ANSI 80 25,4 19,705 20 162,373 mm

Tendo os diâmetros das rodas, é possível definir as distâncias mínimas e

máximas entre os centros dos eixos para que se permita a realização de testes nas

mais diversas situações. A norma recomenda uma distância de 30 a 50 passos de

distância entre centros, sendo considerado 40 passos a distância ideal. Desta forma

tem-se uma distância máxima entre os centros dos eixos que é calculada da

seguinte forma:

mm pC máx 10164,254040 =×=×= (2.2)

Para situações extremas, porém, onde há necessidade de um sistema

compacto, a distância mínima entre os centros dos eixos pode ser calculada da

seguinte forma:

mm D D

DC mín

15,2461,1645,15,12

01

2 =×=×=+= (2.3)

Equações (2.2) e (2.3) foram retiradas dos catálogos de recomendações da RexnordCorrentes Ltda para correntes de rolos.


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5

Desta forma, ficam definidas então as distâncias mínima e máxima entre os

centros dos eixos da bancada, devendo, portanto, a bancada permitir o

deslocamento total de 770,3mm do eixo móvel para que o sistema seja capaz de

impor desde a situação mais extrema até a situação ideal de afastamento dos eixos.

2.3. ESQUEMATIZAÇÃO DOS CARREGAMENTOS NOS EIXOS

A figura 1 deste projeto ilustra a montagem dos componentes e as forças

consideradas nos cálculos de dimensionamento da bancada.

Força da roda dentada no eixo

Eixo

Força do mancal no eixo

Correia de ativação

Roda dentada

Mancais

Motor elétrico

Roda motriz

Figura 01 – Esquema de montagem da bancada com carregamentos.

2.4. DEFINIÇÃO DA FAIXA DE ROTAÇÕES DOS EIXOS

Conforme é verificado nas tabelas de seleção de correntes da norma ASME

B29-1, a transmissão de potência admissível para cada tipo de correntes é baixa

para rotações muito pequenas, vai crescendo com o aumento da rotação aplicada e

diminui novamente após o aumento excessivo da rotação, conforme vemos no

gráfico 1.


14/26

6

Potência x Rotação

0,0

10,0

20,0

30,0

40,0

50,0

60,0

0 1000 2000 3000 4000

Rotação [RPM]

P o t ê n c i a [ C V ]

ANSI 40

ANSI 50

ANSI 60

ANSI 80

Gráfico 01 – Seleção de correntes relacionando potência e rotação para rodas comdiâmetros aproximados a 160mm.

Com o intuito de evitar a necessidade de transmissões mecânicas, optou-se

por utilizar apenas a parte descendente das curvas nos testes da bancada, até

porque em rotações muito baixas os testes se tornariam extremamente longos.

Desta forma, analisando o gráfico, verificamos o primeiro pico na corrente ANSI 80,

na faixa de 900rpm, e no outro extremo, a ANSI 40, que suporta rotações de até

3500rpm sem utilização de lubrificação forçada.

Sendo assim, optou-se por manter a faixa de rotação da bancada entre osvalores de 900rpm a 3.500 rpm.

2.5. DIMENSIONAMENTO DOS EIXOS

A configuração de montagem da bancada garante que, em regime, o torque

aplicado pelo motor representa um carregamento praticamente nulo aos eixos, pois

o motor fornece apenas energia cinética para suprir as perdas que ocorrem nos

mancais, nos engrenamentos e na movimentação das correntes.


15/26

7

O torque só causará grandes esforços aos eixos caso ocorra o travamento do

sistema em algum ponto. Desta forma, optou-se por não se considerar o torque de

entrada aplicado ao eixo pelo motor, sendo o mesmo substituído por um aumento do

coeficiente de segurança dos cálculos.

Sendo considerado nulo o torque de entrada no eixo motriz aplicado pelo motore nula a força radial que a correia exerce no eixo, por serem muito inferiores às

cargas aplicadas pelas correntes em teste, podemos então dizer que os esforços

sofridos pelos dois eixos são iguais, desta forma, pode-se afirmar que a solução

para o dimensionamento de um eixo é válida para o outro.

O torque máximo foi calculado na equação 2.4 pela definição de torque, que

resulta de uma força multiplicada pelo braço de alavanca. Neste caso, o braço de

alavanca se trata do raio da roda dentada. Para a determinação do torque máximoutilizou-se a força máxima que a bancada aplica na corrente (definida no item 2.1) e

o raio da roda utilizada pela corrente ANSI 80, a única que pode ser utilizada com tal

carga.

m N m N D

F T ⋅=×=×= 95,12060821,0710.142

0 (2.4)

(2.4) – Equação da norma ASME B106.1M-1985.

Outro cuidado que se teve para diminuir a flexão sofrida pelos eixos é a

aproximação máxima das rodas aos mancais, diminuindo a alavanca dos

carregamentos nos eixos. A magnitude do momento fletor alternado foi calculada

com a equação 2.5 para o carregamento máximo aplicado aos eixos.

m N md F M máx ⋅=×=×= 3,44103,0710.14)( (2.5)


Estas duas grandezas são de grande relevância para o dimensionamento dos

eixos utilizados na bancada em projeto. O dimensionamento dos eixos será feito

através da norma ANSI B106.1M-1985, Design of Transmission Shafting, que

normatiza o dimensionamento de eixos (equações 2.6 e 2.7) submetidos a esforços

combinados e sujeitos à fadiga. Inicialmente tem-se para eixos sólidos a definição do

diâmetro dado por:


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8

3

4

332

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛ +

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛ ⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ =

y f S

T

S

M FS d

π

S k k k k k k k f g f ed cba f S *

⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=

22

FS – Fator de segurança

M – Momento flexor aplicado ao eixo.

Sf – Limite de resistência à fadiga do

eixo.

T – Torque aplicado ao eixo.Sy – Limite de resistência ao

escoamento do eixo.

(2.6)


Onde:

ka – Fator de acabamento superficial.

kb – Fator do tamanho

kc – Fator de confiabilidade

kd – Fator de temperatura

ke – Fator de carregamentos cíclicos

kf – Fator de concentração de tensões

kg – Outros fatores diversos

Sf * - Limite de fadiga por flexão

(2.7)

(2.7) – Equação da norma ASME B106.1M-1985 para ajuste da tensão limite de fadiga do

material.

Para um eixo confeccionado de aço ANSI1045 trefilado a frio tem-se, segundo

a norma ANSI B106.1M-1985:

Su = 75.000 psi (517,1 Mpa)

Sy = 60.000 psi (413,7 Mpa)

MPaS S u f 6,2581,5175,05,0* =×=×=ka = 0,89

kb = 0,73

kc = 0,897 (90% de confiança)

kd = 1

ke = 1

kf = 0,5

kg =1

MPaS S k k k k k k k f g f ed cba f 35,756,25815,0119,073,089,0*

=⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=

M = 441,3 Nm T = 1206,95 Nm FS = 3


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9

Substituindo os valores em 2.6:

mmcmS

T

S

M FS d

y f

60798,57,413

95,1206

4

3

35,75

3,441332

4

3323

22

3

22

≅=⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ +⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛ ⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ ⋅=

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛ +

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛ ⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ =

π π

Este diâmetro, por fim, deve ser corrigido para tornar possível o seu

acoplamento aos mancais selecionados. Desta forma, por motivos explicados a

seguir, adotou-se o diâmetro do eixo com a seguinte dimensão:

mmind 025,0

001,0

9125,6116

72 −−

== (2.8)

Definido o diâmetro, devem ser calculas as deformações sofridas pelo eixosubmetido aos carregamentos já definidos.

Inicialmente calcula-se o momento de inércia do eixo (I):

474544

1021,71021,764

915,61

64mmm

d I −⋅=⋅=

⋅=

⋅=

π π

(2.9)

Considerando o módulo de elasticidade do aço e

os carregamentos especificados na figura 02, calculam-se as deformações lineares

nas pontas do eixo (2.10) e no centro do eixo (2.11):

Pa MPa E 115 100,2100,2 ⋅=⋅=

( ) ( )

mmmVp

Vp

LaaF LaaF I E

aVp

0386,01086,3

))6,003,0(03,0710.1416)6,003,0(03,0710.1416(1021,710248

03,0

)1616(48

5

711

=⋅=Δ

+⋅⋅⋅++⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=Δ

+⋅⋅++⋅⋅⋅⋅

=Δ

−

−

(2.10)

mmmVc

Vc

aF aF I E

LVc

138,01038,1

)03,0710.14303,0710.143(1021,710248

6,0

)33(48

4

711

2

2

=⋅=Δ

⋅⋅+⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=Δ

⋅⋅+⋅⋅⋅⋅

=Δ

−

−

(2.11)

As deformações calculadas são totalmente aceitáveis para os componentes epara a aplicação em questão.


18/26

10

2.6. DIMENSIONAMENTO DOS MANCAIS

Como verificamos no esquema do projeto (figura 01 página 05), o

carregamento de cada eixo será suportado por dois mancais, o que significa que

cada mancal deverá suportar uma carga de 14.710N, uma vez que as rodasdentadas são posicionadas de forma simétrica em relação aos mesmos.

Tendo o carregamento dos mancais, a outra variável essencial para a seleção

de um mancal é a rotação máxima dos eixos, já definida no item 3.3. em 3500 rpm.

Desta forma, com auxilio de catálogos de fabricantes, foi selecionado um mancal

radial de esferas.

O método de seleção do mancal utilizado neste trabalho não foi exatamente

baseado nas cargas. Tendo o diâmetro do eixo necessário, foi selecionado ummancal dos catálogos da Rexnord com um furo equivalente (diâmetro do furo

d=2,4375 in). O mancal selecionado foi o modelo KC452-716 cujo diâmetro nominal

do furo é:

mmind 9125,6116

72 ==

Por definição deve-se dimensionar o eixo com o diâmetro nominal do furo do

acoplamento (61,9125mm) e a tolerância de –0,001in (-0,025mm). Estas definições

estão especificadas nos catálogos dos mancais e a partir delas que se definiu odiâmetro do eixo na equação 2.8.

Considerando que não há aplicação de cargas axiais, apenas radiais, e, em se

tratando de mancais com apenas uma carreira de esferas, utilizam-se os

coeficientes V=1, X=1 e Y=0 na equação 2.12.

ar F Y F V X P +⋅⋅=

N P 710.14=

⋅

resultando

P – Carga equivalente

X – fator radialY – fator axial

V – fator de rotação

Fr – Carga radial constante aplicada

Fa – Carga axial constante aplicada

(2.12)

2.12 – Equação do catálogo de seleção de mancais Rexnord.

Pode-se estimar a vida dos mancais para a carga máxima através da equação

2.13, onde C é a capacidade do mancal e P a carga aplicada. Para outros

carregamentos basta recalcular a vida alterando P.


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11

9,20710.14

520.4033

=⎟ ⎠

⎞⎜⎝

⎛ =⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛ =

P

C L milhões de revoluções (2.13)

2.13 – Equação do catálogo de seleção de mancais Rexnord.

Por fim, deve-se ainda fabricar uma sapata para os mancais. Os mancaisdevem ser fixados sobre a bancada com uma sapata intermediária para levantar o

centro do furo do eixo. Caso esta sapata não seja colocada entre o mancal e a

bancada, não haverá espaço para as rodas dentadas. Estas sapatas também

servirão para igualar a altura dos mancais fixos aos móveis, uma vez que estes

últimos já se encontram sobre os trilhos, estando posicionados 115,4mm acima do

tampo da bancada. Desta forma, esta será a altura especificada para a sapata. O

desenho do projeto detalhado da sapata está no anexo B.

2.7. DIMENSIONAMENTO DAS RODAS DENTADAS

As rodas dentadas, conforme definido anteriormente, serão confeccionadas de

forma a ter um diâmetro primitivo próximo a 160mm, dimensão que garante a

compatibilidade geométrica com o diâmetro do eixo utilizado na bancada.Conforme calculado no item 2.2 deste trabalho, as rodas serão confeccionadas

conforme as normas de rodas dentadas e os padrões de fabricação da Rexnord com

as seguintes características:

Tabela 03 – Características básicas das rodas dentadas.

PassoNº de dentes

corrigidoDiâmetrocorrigido

Espessura

ANSI 40 12,7 40 161,87 mm 7,5 mm ANSI 50 15,875 32 161,966 mm 9,1 mm ANSI 60 19,05 27 164,097 mm 12,3 mm ANSI 80 25,4 20 162,373 mm 15,5 mm

Conforme o padrão de rodas dentadas utilizadas pela Rexnord, elas deverão

ser confeccionadas de aço SAE 1045 com o passo dos dentes e o número de dentes

conforme descrito na tabela anterior. As demais dimensões serão conforme

esquema de desenho no anexo B.


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12

Para garantir uma maior durabilidade das rodas deve-se aplicar tratamento

térmico nos dentes das rodas, o qual garante uma maior resistência de contato com

os rolos das correntes.

2.8. SISTEMA DE CARREGAMENTO DAS CORRENTES

O carregamento das correntes na bancada se dá através do afastamento de

um eixo em relação ao outro. Uma vez que uma corrente é montada na posição

inversa à outra nas rodas dentadas, cada corrente aplica um torque inverso no eixo

fazendo com que uma corrente cause o carregamento da outra.

O sistema de movimentação do eixo será feito conforme o sistemaesquematizado na figura do anexo A-2, sendo fixados os mancais do eixo móvel

sobre a bandeja central da bancada, a qual é movimentada pelo fuso sobre os trilho

de movimentação linear. Todos os componentes de sistema de movimentação linear

são fabricados pela Bosh Rexroth.

Conforme os catálogos do fabricante, deve-se utilizar um fuso de 40mm de

diâmetro, com mancais de rolamento apropriados para este fim modelos SEB-L e

SEB-F, uma porca de movimentação FEM-E-C e um suporte para a porca modelo

MGD. Com esta configuração o sistema demonstra-se capaz de suportar os

carregamentos previstos na bancada.

Os trilhos de movimentação e os carrinhos devem ser do tipo SNS R1622

tamanho 65, modelo capaz de suportar os carregamentos envolvidos na bancada. A

chapa central, onde se fixam os mancais, deve ser a mesma utilizada no tampo da

bancada, no qual, pelo padrão Rexnord, utiliza-se chapa de aço de 1” de espessura.

Para a redução do custo da bancada, optou-se por substituir o servo-motor por

um cachimbo fixo ao fuso no qual se aplica o torque necessário para o carregamento

desejado através de um torquímetro de relógio e, em seguida, travado com

parafusos sobre o cachimbo.

O torque necessário para a aplicação da carga desejada pode ser retirado do

gráfico do anexo A-3.


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2.9. DIMENSIONAMENTO DO MOTOR ELÉTRICO

Neste projeto o motor elétrico é muito pouco solicitado, uma vez que não há

carga aplicada diretamente a nenhum dos eixos. A carga que o motor deve

movimentar é simplesmente a do atrito dos mancais, das perdas de energias queocorrem no engrenamento e da movimentação das correntes, ou seja, a

manutenção da energia cinética dos componentes, que varia com a rotação que se

impõe aos eixos.

Com as correntes aplicando ao eixo um torque de T=1206,95Nm (máximo) e,

tendo correntes de transmissão rendimento de 97%, 3% da potência transmitida

será dissipada pelas correntes (equação 2.14), a qual deve ser suprida pelo motor.

NmT correntes 3,3695,120903,0 =⋅= (2.14)

Equação 2.14 - Norton, R.L.; Projeto de Máquinas.

As perdas em mancais de rolamentos podem chegar a 1% causando um torque

de resistência (equação 2.15) ao sistema que também deve ser fornecido pelo

motor.

NmT mancais 1,1295,120901,0 =⋅= (2.15)

Equação 2.15 - Norton, R.L.; Projeto de Máquinas.

Através da definição de potência, podemos calcular a potência mínima

necessária para movimentar este sistema (equação 2.16). Considera-se para o

cálculo da potência necessária para o motor o torque resistivo máximo calculado nas

equações 2.14 e 2.15 e a rotação da bancada. É sabido que a aplicação da cargamáxima da bancada só esta prevista no projeto com rotação mínima (900rpm),

conforme pode ser visto no gráfico 01.

CV kW nT

P 25,66,430

90014,34,48

30==

⋅⋅=

⋅⋅=

π

(2.16)

Equação 2.16 - Catálogo WEG, Seleção do motor elétrico e inversor de freqüência.

Uma vez definida a potência mínima requerida para o motor, foi selecionado

através do catálogo da WEG – Motores Elétricos um motor que desenvolve a


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Desta maneira, devemos prever para a bancada uma tampa de chapa de aço,

cobrindo toda a bancada e fixa com dobradiças e uma trava. Caso a tampa não

esteja travada, o equipamento não deve permitir seu acionamento.

Além da tampa, a bancada ainda deve ter no painel de controle, junto ao

inversor de freqüência que controla o motor, um botão de emergências para, quandonecessário, efetuar o desligamento repentino do sistema.

Ainda deve-se tomar o cuidado de ligar o motor elétrico à rede elétrica por

intermédio de uma chave de segurança.

Por fim, o cavalete suporte da bancada deve ser chumbado ao piso da fábrica

para garantir a estabilidade e a resistência do sistema como um todo.

3. CONCLUSÕES

Com a realização deste trabalho foi possível aprender muito sobre as

dificuldades não imaginadas que um engenheiro se depara ao realizar um projeto de

engenharia, mesmo que, inicialmente o mesmo pareça bastante simples.

Com o término do projeto, verificou-se a real viabilidade da fabricação da

bancada de testes de correntes. Trata-se de um bom investimento para empresas

que atuam no ramo de fabricação, comercialização ou mesmo, usuários de

correntes de rolos, pois esta bancada é de suma importância na hora de selecionar,

dimensionar e analisar os motivos pelos quais as correntes podem estar falhando

em serviço.


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4. BIBLIOGRAFIA

Norton, R.L.; “Projeto de Máquinas – Uma abordagem integrada” , Bookman,

2ª edição, 2006.Shigley, J. E.; Mischke, C. R,; “ Power Transmission Elements” , McGraw-Hill,

1992.

Shigley, J. E.; “ Mechanical Engineering Design” , McGraw-Hill, 1963.

NORMA ANSI/ASME B106.1M-1985, “Design of transmission Schafting” .

NORMA ASME B29.26-2001, “Fatigue Testing Power Transmission Roller

Chain” .

NR12, Máquinas e Equipamentos.“Apostila de Metodologia de Projetos”, Prof. Dr, Eng. Joyson Luiz Pacheco,

2004.

Catálogos BOSH-Rexroth, Seleção de componentes para movimentação linear.

Catálogos WEG, Seleção do motor elétrico e inversor de freqüência.

Catálogos Rexnord, Definição de parâmetros gerais para utilização de

correntes.


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ANEXOS – A

1. Esboço inicial da bancada fornecida pela Rexnord Correntes Ltda.

2. Figura do esquema de montagem do sistema de movimentação linear:


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3. Gráfico do torque necessário no fuso para aplicação da carga nas

correntes:

Relação Torque x Força aplicada (Nm)

0

5

1015

20

25

30

35

40

45

50

55

6065

0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 35000

Força aplicada nas cor rentes (N)

T o r q u e a p l i c a d o

n o

f u s

ANEXOS – B – Desenhos Técnicos

carlos guilherme glufke

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