trabalho emii - planetária baja

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Universidade Federal do Ceará Centro de Tecnologia CT Departamento de Engenharia Mecânica DEM Cálculo dos coeficientes de segurança do trem de engrenagens planetário do veículo off road BAJA Mandacaru Disciplina de Elementos de Máquinas II Professor: Carlos André Dias Bezerra Aluno: Bernardo Amorim Bastos Matricula: 0299889 Fortaleza/CE Novembro 2013

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Page 1: Trabalho EMII - planetária baja

Universidade Federal do Ceará Centro de Tecnologia – CT Departamento de Engenharia Mecânica – DEM

Cálculo dos coeficientes de

segurança do trem de engrenagens

planetário do veículo off road BAJA

Mandacaru

Disciplina de Elementos de Máquinas II

Professor: Carlos André Dias Bezerra

Aluno: Bernardo Amorim Bastos

Matricula: 0299889

Fortaleza/CE Novembro 2013

Page 2: Trabalho EMII - planetária baja

Para o protótipo off road BAJA da equipe Siará a transmissão planetária foi

escolhida para ser a parte fixa do sistema, este trabalho visa fazer uma análise de

elementos de máquinas do sistema para certificar se o mesmo é seguro e confiável

para o projeto. Tendo como base uma competição padrão de baja, como sendo um

enduro de resistência de 4 horas, e provas dinâmicas, considera-se que por

competição o protótipo irá rodar por 5 horas. De acordo com o regulamento da SAE-

Brasil, um novo chassis deverá ser construido a cada 2 anos, sendo assim a equipe

tem o costume de renovar os seus membros nesse mesmo período, e

consequentemente criar novos projetos visando um aprendizado maior por parte dos

alunos atualmente responsáveis pela equipe SIARÁ. Logo, tendo em vista duas

competições por ano, temos um total de 4 x 5 horas, o que dá um total de 20 rodando.

Considerando uma bateria de testes usual do projeto como sendo entre 2 e 3 enduros,

um tempo de teste de 12hs por competição é mais que super estimado, somando 4 x

12 = 48 + 20 horas, um total de 68 horas que um subsistema deve durar. A razão para

não projetar para uma vida infinita se deve ao fato que o projeto visa sempre um

sistema leve, portanto, projetar para uma vida infinita iria contra a visão de reciclagem

de projeto e de zelar pela resistência mínima necessária em busca de menos peso.

Analisando o sistema planetário atual temos os seguintes

dados:

Módulo (m): 2.5 Largura de face (F): 14 mm Ângulo φ: 25o

Torques de entrada: 70 N.m (max) 12 N.m (min)

Rotação média: 3000 RPM

Engrenagens:

Sol (pinhão): 12 dentes SAE 8620 Dureza 250 HB

Planeta (intermediaria): 24 dentes SAE 8620 Dureza 250 HB

Anel (dentes internos): 60 dentes SAE 1020 Dureza 121 HB

Para calcularmos os coeficientes de segurança desse sistema será utilizado o

procedimento de cálculo de engrenagens do NORTON.

1. Para o primeiro engrenamento (Sol com planeta)

Wtmax = Tmax/rp = Tmax /[(m.nº de dentes)/2] = 70 N.m / [(2.5*12/2)/(1000m)] = 4666.667 N

Page 3: Trabalho EMII - planetária baja

Wtmin = Tmin/rp = Tmin /[(m.nº de dentes)/2] = 12 N.m / [(2.5*12/2)/(1000m)] = 800 N

2. Será tomado o valor de pico positivo como sendo a carga transmitida, Wt = 4666.667 N.

Como a força é oscilante isso será levado em consideração na hora de calcular o Ka

3. O passo diametral pd é:

pd = 25.4/m = 25.4/2.5 = 10.16

4. Os fatores de geometria de flexão J para essa combinação são encontrados nas

Tabelas 11-9 a 11-15, como para 25º um pinhão de 12 e uma coroa de 24 resultariam

num adelgaçamento dos dentes, foi-se utilizado um adendo xp de 25% e considerando

um engrenamento com contato de um único dente (HPSTC) tem-se:

Js = 0.3086 Jp = 0.3380

5. O fator dinâmico Kv (Cv) é calculado pelas equações 11.16 e 11.17, tendo como base

um índice de qualidade da engrenagem Qv = 7 e a velocidade da linha de referência Vt

Vt = rp.ωp = 15 (mm). 3000 (RPM). 10-3 (m). 2π / 60 (s) = 4.7124 m/s

B = 0.25 .(12 – Qv)2/3 = 0.25 .(12-7)2/3 = 0.7310

A = 50 + 56 (1 – B) = 50 + 56 (1 – 0.7310) = 65.0638

Kv = Cv =

√ =

√ = 0.7539

6. Vt deve ser verificado contra a velocidade máxima permissível da linha de referência

para esta qualidade de engrenagem usando a equação 11.18:

Vtmax = [A + (Qv – 3)]² = [65.0638 + (7-3)]² = 4769.8018 ft/min = 24.2306 m/s

Que é maior que Vt portanto é aceitável

7. Largura da face é de 14 mm

8. Como 14 mm < 50 mm Km = Cm = 1.6

9. O fator Ka se destina a levar em conta a possibilidade de choque na maquinária motora

e movida. Como o motor do BAJA é monocilindrico e o sistema estará sujeito a

eventuais freadas (durante a competição) que serão no entanto amortecidas pela

correia da CVT, escolheu-se uma condição de choque moderado, resultando num

Page 4: Trabalho EMII - planetária baja

Ka = 1,75

10. O fator tamanho Ks (Cs) e o fator de flexão da borda são iguais a 1 para engrenagens

pequenas.

11. As tensões de flexão no pinhão e na engrenagem podem ser calculados por:

σbs =

=

= 1282.9706 Mpa

σbp1 =

=

= 1465.1676 Mpa

12. Para o cálculo do Cp tem-se:

Cp = √

(

) (

)

= √

(

) (

)

= 188.98 Mpa0.5

13. O fator de geometria de superficie I é calculado a partir das equações 11.22:

ρ1= √(

) -

. = √(

) -

.

ρ1 = 0.1917 in

ρ2 = (rs + rp) sen φ - ρ1 = (0.5905 + 1.1811) sen 25 – 0.1917 = 0.5570 in

I =

(

)

=

(

)

= 0.1094

14. As tensões de superfície no engrenamento sol-planeta podem agora ser calculadas

σcsp = Cp√

= 188.98√

= 3669.7406 Mpa

15. Uma estimativa da resistência à fadiga de flexão não-corrigida pode ser feita a partir das

curvas da Figura 11-25. Para um aço SAE 8260 endurecido completamente a 250 HB a

resistência Sfb’ é encontrada a partir da curva mais baixa da figura:

Sfb’ = -274 + 167 HB – 0.152 HB² = -274 + 167 (250) – 0.152 (250)² = 31976 psi

= 219.7773 Mpa

16. Esse valor necessita ser corrigido para certos fatores usando a equação 11.24. O fator

de vida KL é encontrado pela equação apropriada na Figura 11-24 baseado no número

Page 5: Trabalho EMII - planetária baja

requerido de ciclos na vida das engrenagens. O pinhão vê o maior número de

repetições de carregamentos de dente, portanto calcula-se a vida baseado nele.

Primeiro, calcula-se o número de ciclos N para a vida requerida de 68 horas.

N = 3000 rpm (60 min/h) (68h) = 1.22E7 ciclos

O valor de KL é encontrado a partir de

KL = 1.3558 N-0.0178 = 1.3558 1.22E7-0.0178 = 1.0140

17. Considerando que as engrenagens são refrigeradas a óleo, KT = 1

18. Para uma aproximação mais conservadora admitiu-se um coeficiente de confiabilidade

de 85%, logo KR = 0.85

19. A resistência à fadiga de flexão corrigida é:

Sfb =

=

. 219.7773 Mpa = 262.1733 Mpa

20. Uma estimativa da resistência à fadiga de flexão não-corrigida pode ser feita através

das curvas da Figura 11-27. Para um aço SAE 8620 endurecido completamente a 250

HB, a resistência encontrada pela curva mais baixa da figura:

Sfc’ = 26000 + 327 HB = 26000 + 327 (250) = 107750 psi = 742.9101 Mpa

21. Esse valor necessita ser corrigido para certos fatores usando a equação 11.25. O fator

de vida CL é encontrado através da equação apropriada na Figura 11-26 baseado no

número de ciclos N requeridos encontrado anteriormente.

CL = 1.4488 N-0.023 = 1.4488 1.22E7-0.023 = 0.9954

22. CT = KT = 1 e CR = KR = 0.85

23. Como as engrenagens Sol e planeta são de mesma dureza, CH = 1

24. A resistência a fadiga de superfície corrigida é:

Sfcsp =

=

. 742.9101 Mpa = 869.975 Mpa

Page 6: Trabalho EMII - planetária baja

25. Para o engrenamento da engrenagem planeta com a engrenagem interna anel tem-se:

Wtmax = Tmax/rp = Tmax /[(m.nº de dentes)/2] = 350 N.m / [(2.5*60/2)/(1000m)] = 4516.1290 N

26. Os fatores de flexão para o planeta e o anel são

Jp = 0.4826 Ja = 0.4430

27. O fator dinâmico Kv (Cv) é calculado pelas equações 11.16 e 11.17, tendo como base

um índice de qualidade da engrenagem Qv = 7 e a velocidade da linha de referência Vt

Vt = rp.ωp = 60 (mm). 600 (RPM). 10-3 (m). 2π / 60 (s) = 1.8850 m/s

B = 0.7310

A = 65.0638

Kv = Cv =

√ =

√ = 0.8262

28. Vt deve ser verificado contra a velocidade máxima permissível da linha de referência

para esta qualidade de engrenagem usando a equação 11.18:

Vtmax = 24.2306 m/s

Que é maior que Vt portanto é aceitável

29. Largura da face é de 14 mm

30. Como 14 mm < 50 mm Km = Cm = 1.6

31. Ka = 1,75

32. O fator de borda para a engrenagem Anel é calculado por:

mB = tR / ht = 34.175/5.415 = 6.3117 logo como mB > 1.2

KB = 1 e Ks = 1 (CB e CS = 1)

33. As tensões de flexão no pinhão e na engrenagem podem ser calculados por:

σbp2 =

=

= 1132.8588 Mpa

σbA =

=

= 1293.7382 Mpa

Page 7: Trabalho EMII - planetária baja

34. Para o cálculo do Cp tem-se:

Cp = √

(

) (

)

= √

(

) (

)

= 188.98 Mpa0.5

35. O fator de geometria de superficie I é calculado a partir das equações 11.22 optando

pelo sinal inferior por ser um engrenamento interno:

ρ1= √(

) ( )

-

. = √(

) -

.

ρ1 = 0.4647 in

ρ2 = (rp + ra) sen φ - ρ1 = (1.1811 + 2.9528) sen 25 + 0.4647 = 2.2117 in

I =

(

)

=

(

)

= 0.2257

36. As tensões de superfície no engrenamento planeta-anel podem agora ser calculadas

σcpa = Cp√

= 188.98√

= 1697.9161 Mpa

37. Como o aço mais fraco da ligação é o SAE 1020, com dureza de 121 HB , a

resistência à fadiga de flexão não-corrigida é de

Sfb’ = 170 Mpa

38. Esse valor necessita ser corrigido para certos fatores usando a equação 11.24. O fator

de vida KL é encontrado pela equação apropriada na Figura 11-24 baseado no número

requerido de ciclos na vida das engrenagens. O pinhão vê o maior número de

repetições de carregamentos de dente, portanto calcula-se a vida baseado nele.

Primeiro, calcula-se o número de ciclos N para a vida requerida de 68 horas.

N = 600 rpm (60 min/h) (68h) = 2.45E6 ciclos

O valor de KL é encontrado a partir de

KL = 2.3194 N-0.0538 = 2.3194 2.45E6-0.0178 = 1.0511

39. Considerando que as engrenagens são refrigeradas a óleo, KT = 1

40. Para uma aproximação mais conservadora admitiu-se um coeficiente de confiabilidade

de 85%, logo KR = 0.85

Page 8: Trabalho EMII - planetária baja

41. A resistência à fadiga de flexão corrigida é:

Sfb =

=

. 170 Mpa = 210.2266 Mpa para SAE 1020

Sfb =

=

. 219.773 Mpa = 271.7772 Mpa para SAE 8620

42. Como o aço mais fraco da ligação é o SAE 1020, com dureza de 121 HB , a

resistência à fadiga de flexão não-corrigida é de

Sfc’ = 590 Mpa

43. Esse valor necessita ser corrigido para certos fatores usando a equação 11.25. O fator

de vida CL é encontrado através da equação apropriada na Figura 11-26 baseado no

número de ciclos N requeridos encontrado anteriormente.

CL = 2.466 N-0.056 = 2.466 2.45E6-0.056 = 1.0820

44. CT = KT = 1 e CR = KR = 0.85

45. Como as engrenagens Planeta e Anel possuem durezas diferentes, é necessário

calcular o CH

=

= 2.0661, logo A =0.00698

CH = 1 + A(mG – 1) = 1 + 0.00698(60/24 -1) = 1.01047

46. A resistência a fadiga de superfície corrigida é:

Sfcpa =

=

. 590 Mpa = 758.8853 Mpa

47. Como são três engrenagens planetas, as cargas aplicadas sobre os mesmos são

divididas por 3, logo os coeficientes de segurança são:

NbSOL =

=

= 0.61 NbPLANETA1 =

=

= 0.54

NbPLANETA2 =

=

= 0.72 NbANEL =

=

= 0.49

NcSOL-PLANETA = (

) = (

) = 0.17 NcPLAN-ANEL = (

) = (

) = 0.59

Page 9: Trabalho EMII - planetária baja

Conclusão

Pelo o que se foi calculado observa-se que o sistema planetário foi subdimensionado,

especialmente na falha de fadiga superficial do engrenamento sol e planeta. Uma melhoria

para o sistema seria aumentar a largura da face e melhorar a relação de dentes entre a

engrenagem sol e o planeta, pois a atual obriga o sistema a trabalhar com 25% de adendo.

Além disso, um material mais resistente para a engrenagem sol como o SAE 4340 pode ser

mais indicado. Para uma situação com face de 40 mm, SAE 4340 para a engrenagem sol com

Zsol = 14 dentes e Zplaneta = 26, os coeficiente de segurança do primeiro engrenamento seriam:

NcSOL-PLANETA = 1,01

NbSOL = 1.81

NbPLANETA1 = 2.17

Tornando o sistema seguro e confiável para a realidade do BAJA.