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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.
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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.
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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.
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Este trabalho contou com o apoio de Rexnord Correntes Ltda.
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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
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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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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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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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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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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.
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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.
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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)
(2.5) – Equação da norma ASME B106.1M-1985.
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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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)
(2.6) – Equação da norma ASME B106.1M-1985.
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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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.
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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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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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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