Apostila de pmf 2012 (1)

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Apostila de pmf 2012 (1)

  1. 1. FACULDADE DE TECNOLOGIA DE SOROCABA COORDENADORIA DE PROJETOS MECÂNICOS APOSTILA DE PROJETO DE MÁQUINAS-FERRAMENTA - PMF PROF. FRANCISCO DE ASSIS TOTI PROF. ELVIO F. DE CAMARGO ARANHA PROF. HELENA S. D. M. ESPÍNDOLA JUNHO DE 2012
  2. 2. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 1 I. Introdução O material didático proposto tem por objetivo apresentar a teoria contida na ementa da disciplina de Máquinas-Ferramenta para Projetos, reunindo textos, ilustrações e gráficos de diversas literaturas condizentes, com exemplos e exercícios focados na área de projeto de máquina-ferramenta, mais especificamente, no projeto de variador de velocidade. Cabe ressaltar que, o material didático proposto encontra-se em sua segunda versão e alguns tópicos, deverão ser melhorados ao longo do tempo, bem como abrangência nas explicações definidas. Máquinas para uma única e determinada operação são projetadas com velocidades únicas. Entretanto, no projeto de máquinas que serão utilizadas em várias aplicações prevê um campo de velocidades que atenda as necessidades de serviço. No caso de máquinas-ferramenta, os valores de velocidades requeridas dependem de fatores técnicos e econômicos, ressaltando que, quanto maior a variedade de materiais usados para ferramentas, maior o campo de velocidades necessárias. A tarefa das caixas de transmissão com rodas dentadas é a regulagem da velocidade por meio de transmissões graduadas [01]. As caixas de transmissão dividem-se: a) Conforme o princípio de mudança: - em rodas dentadas móveis - em embreagens e acoplamentos - em rodas dentadas intercambiáveis b) Conforme a quantidade árvores (eixo-árvore, eixo principal): - de duas árvores - de muitas árvores Os principais requisitos para o projeto das caixas de transmissão são: - garantir a quantidade necessária de rotações no eixo-árvore acionado. - suficiente coeficiente de rendimento - fácil manejo, montagem e regulagem II. Variador de Velocidade A velocidade de rotação de uma máquina-ferramenta está diretamente relacionada ao tipo de operação que se deseja realizar, determinando tanto a velocidade de corte, quanto, a velocidade de avanço. A partir disso, uma máquina-ferramenta deve atender as diversas solicitações de velocidade para cada tipo de operação, como efeito, surge a necessidade da existência de um variador de velocidade. Quanto melhor for a precisão com que a velocidade ótima é alcançada para uma determinada situação, melhor será a eficiência do processo. As velocidades de corte e avanço podem ser relativas tanto aos movimentos rotativos como os lineares, porem nesta disciplina, abordaremos somente os movimentos rotativos. Para se transmitir à rotação do motor para a máquina há a necessidade do emprego de elementos de máquinas intermediários como acoplamentos, polias e correias, rodas dentadas e correntes de rolos, rodas de atrito, engrenagem etc. Todos sempre interligados em eixos, chavetas, rolamentos, entre outros. Para um variador de velocidade é usual emprego de pares de engrenagens. As figuras 1 e 2 mostram variadores de velocidades de duas máquinas-ferramentas (tornos
  3. 3. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 2 Universais) Figura 1 – Variador de velocidades do Torno Universal ROMI Figura 2 – Variador de velocidades de Torno Universal 1E610 [01].
  4. 4. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 3 III. Campo de Rotações A rotação de uma máquina é dada pela velocidade de corte para um determinado diâmetro do elemento em rotação. Onde: V: velocidade [m/min] D: diâmetro [mm] n: rotação [rpm] ou seja; a velocidade (V) é dada por: Obs: - velocidade de corte, diâmetro e rotação da peça no torneamento. - velocidade de corte, diâmetro e rotação da ferramenta no fresamento, mandrilhamento, furação e retificação. A máquina-ferramenta deve ser projetada para atender a usinagem de peças de diferentes diâmetros com diferentes velocidades de corte. Para isso é necessário que a rotação n seja variável e seja definido o campo de rotações da máquina, como segue: Para trabalhar com um Dmax e um Dmin e em função do material que a máquina vai operar, tem-se a Vmax e uma Vmin. Assim sendo, a combinação de um Dmin de peça, sendo usinada com uma ferramenta que necessita a Vmax, define a nmax da máquina, tendo assim: Para efeito de projeto o valor da relação entre os diâmetros comumente adotado é 4, mas pode chegar até o valor de 20. A Figura 3 ilustra o campo de rotações para as possíveis combinações entre velocidade e diâmetro.
  5. 5. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 4 Figura 03- campo de rotações para as possíveis combinações entre velocidade e diâmetro.
  6. 6. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 5 IV. Escalonamento das Rotações A variação de rotações da árvore e do mecanismo de avanço de máquina-ferramenta pode ser executada por sistemas mecânicos, dentre outros, e o escalonamento das rotações podem ser em progressão aritmética ou geométrica. A- SEQÜÊNCIA REAL É toda função que cada número natural n associa um único número real an. B- PROGRESSÃO ARITMÉTICA Dados os números a e r, define-se (a1, a2, ..., a n) é uma Progressão Aritmética. a1 = a n a n+1 = a n + r Termo geral: a n = a1 + (n – 1) x r r é a razão da Progressão Aritmética a1 é a primeira rotação n é o número de rotações Classificação: Se (a n) é uma Progressão Aritmética, então: a) (a n) é estritamente crescente r > 0 b) (a n) é estritamente decrescente r < 0 c) (a n) é constante r = 0 C- PROGRESSÃO GEOMÉTRICA Dados os números a e q, define-se (a1, a2, ..., a n) é uma Progressão Geométrica. a1 = a n a n+1 = a n x q Termo geral: a n = a1 x q n-1 q é a razão da Progressão Geométrica Classificação: Se (a n) é uma Progressão Geométrica, então:
  7. 7. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 6 Tabela 1: Rotações obtidas por Progressão Aritmética a) (a n) é estritamente crescente a1 > 0 se q > 1 a1 < 0 se 0 < q < 1 b) (a n) é estritamente decrescente a1 > 0 se 0 < q < 1 a1 < 0 se q > 1 c) (a n) é constante r = 0 Exemplo: Um torno mecânico com 6 rotações variando de 8 a 256 rpm a1 = 8 rpm a6 = 256 rpm n = 6 rotações Progressão Aritmética 256 = 8 + (6 – 1) . r r = (256 – 8) / (6 – 1) r = 49,6 a1 = 8 rpm a2 = 57,6 rpm a3 = 107,2 rpm a4 = 156,8 rpm a5 = 206,4 rpm a6 = 256 rpm Dividindo em série de rotações inferior e superior Progressão Geométrica 256 = 8 . q (6 – 1) q 5 = 256 / 8 q = 5 √ 32 q = 2 a1 = 8 rpm a2 = 16 rpm Série Inferior Série Superior a1 = 8 rpm a4 = 156,8 rpm a2 = 57,6 rpm a5 = 206,4 rpm a3 = 107,2 rpm a6 = 256 rpm
  8. 8. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 7 Tabela 2: Rotações obtidas por Progressão Geométrica a3 = 32 rpm a4 = 64 rpm a5 = 128 rpm a6 = 256 rpm Observando o escalonamento construído a partir das progressões aritmética e geométrica, nota-se que, no primeiro caso os valores são inconstantes, já no segundo caso a série superior é exatamente igual a série inferior multiplicado por 8. Isso resulta em um projeto de caixa de transmissão mais simples, compacta e com rotações previstas. Exercício proposto 01 Construa a série inferior e superior em Progressão Aritmética e em Progressão Geométrica para um variador de velocidade para um torno com 12 rotações, onde:  a menor rotação = 40 rpm  a maior rotação = 2500 rpm V. Queda de Velocidade (A) Como visto anteriormente, a velocidade está diretamente ligada à rotação e ao diâmetro da peça a ser usinada. Conseqüentemente, essas são variantes que levam a uma queda de velocidade, que pode ser medida em porcentagem através de:  Progressão Aritmética:  Progressão Geométrica: Para cada rotação é possível a partir de uma velocidade especifica encontrar os diâmetros equivalentes dentro do campo de rotações. Série Inferior Série Superior a1 = 8 rpm a4 = 64 rpm a2 = 16 rpm a5 = 128 rpm a3 = 32 rpm a6 = 256 rpm
  9. 9. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 8 Exemplo: Tomando as rotações encontradas por Progressão Aritmética do exercício anterior e a adotando a velocidade de corte de 25 m/min para o aço rápido (HSS), tem-se a seguinte tabela: Tabela 3- Rotações e diâmetros relativos. [02]. A partir disso, há como construir o diagrama de serra progressão aritmética, o qual a figura 4 ilustra a inconstante queda de velocidade que ocorre no variador calculado por progressão aritmética. Figura 4- Diagrama de Serra de uma Progressão Aritmética VI. Representação de Variadores de Velocidade Para o estudo de variadores de velocidade utilizam-se o desenho não-projetivo* (esquematização) e/ou os gráficos reticulados, que possibilitam a leitura de um variador de velocidade, indicando as variações que ocorre, dizendo se haverá uma redução, ou se haverá uma ampliação da velocidade entre os eixos que constituem a caixa, ou se simplesmente se mantém constante. As figuras 5 e 6 mostram respectivamente a esquematização de um par de engrenagens com eixos paralelos e a três relações (redução, ampliação e constante). * em geral o desenho não-projetivo corresponde a desenhos resultantes dos cálculos algébricos e são utilizados para representação das diversas formas de gráficos, diagramas, esquemas, ábacos, fluxogramas, organogramas, dentre outros. RPM Diâmetro (mm) 8 995 57,6 138 107,2 74 156,8 51 206,4 38 256 31
  10. 10. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 9 Figura 5 - Esquematização de um par de engrenagens com eixos paralelos. Figura 6 - Representação das relações por Gráfico Reticulado A figura 8 mostra a esquematização de dois pares de engrenagens – ECDR, montadas em três eixos paralelos e seu respectivo gráfico reticulado. Figura 7- Esquematização das engrenagens de um variador e o seu Gráfico Reticulado.
  11. 11. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 10 Verifica-se pelo Gráfico Reticulado que no primeiro par há uma redução de rotação, já no segundo par há uma ampliação. Além disso, a partir do gráfico reticulado é possível saber quantas rotações de saída é proporcionada pelo variador. Exemplo: Um variador com 4 pares de engrenagens. Figura 8 – Esquematização de variador de velocidade com 4 pares de engrenagens - ECDR. Considerando que esse variador tem uma rotação de entrada em seu primeiro eixo (Eixo I), pelas diversas combinações é possível obter 4 rotações de saída no último eixo (Eixo III). Tabela 4 - Rotações resultantes das diversas combinações entre os pares de engrenagens Rotações (n) Combinações de engrenagens Rotação 1 (n1) Engrenagem 3 com Engrenagem 4 e Engrenagem 5 com Engrenagem 6 Rotação 2 (n2) Engrenagem 3 com Engrenagem 4 e Engrenagem 7 com Engrenagem 8 Rotação 3 (n3) Engrenagem 1 com Engrenagem 2 e Engrenagem 5 com Engrenagem 6 Rotação 4 (n4) Engrenagem 1 com Engrenagem 2 e Engrenagem 7 com Engrenagem 8 A figura 10 ilustra o Gráfico Reticulado desse tipo de variador de velocidade com quatro rotações no eixo de saída.
  12. 12. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 11 Figura 9 - Gráfico Reticulado do variador com 4 rotações no eixo de saída Exercício proposto 02 Elaborar uma caixa de engrenagens com 5 pares de engrenagens, 3 eixos e 6 rotações de saída distintas. Construir o esquema das engrenagens e o Gráfico Reticulado. VII. Determinação do número de dentes das engrenagens (Z) Tomando como exemplo o variador com 4 pares de engrenagens - ECDR e adotando uma rotação mínima de 300 rpm e uma rotação máxima de 800 rpm. A partir disso, para determinação do número de dentes que cada engrenagem deve conter é necessário determinar o valor de φ, que é a razão da seqüência numérica, ou seja, o escalonamento das rotações. φ = o valor e proveniente da razão de uma P.G. = q = an-1 √ (n máx/ n min) Lembrando que an é a quantidade de rotações que o variador pode combinar, sendo assim; obs: Esse valor φ deve ser aproximado de acordo com os valores padronizados conforme mostrado na Tabela 4 [02].
  13. 13. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 12 Tabela 4 - Divisão do número de dentes com Ztotal de 37 à 104. φ 1,06 1,12 1,19 1,26 1,33 1,41 1,5 1,58 1,68 1,78 1,88 2 2,11 2,24 2,37 2,51 2,65 2,82 2,99 3,16 3,35 Z1 + Z2 37 18/19 38 18/20 39 19/20 40 19/21 41 20/21 18/23 42 18/24 43 21/22 19/24 44 20/24 19/25 45 22/23 20/25 18/27 46 21/25 19/27 47 23/24 22/25 20/27 19/28 48 22/26 20/28 18/30 49 23/26 21/28 19/30 50 23/27 22/28 20/30 18/32 51 24/27 22/29 21/30 19/32 52 23/29 21/31 20/32 18/34 53 25/28 22/31 19/34 54 24/30 23/31 21/33 20/34 18/35 55 26/29 25/30 23/32 22/33 19/36 56 27/29 25/31 24/32 21/35 20/36 18/38 57 27/30 26/31 23/34 22/35 19/38 58 28/30 25/33 24/34 21/37 21/37 20/38 18/40 59 28/31 27/32 26/33 23/36 22/37 19/40 60 29/31 25/35 24/36 23/37 21/39 20/40 61 28/33 27/34 26/35 22/39 21/40 19/42 18/43 62 30/32 29/33 25/37 24/38 23/39 20/42 19/43 63 29/34 28/35 27/36 26/37 22/41 21/42 18/45 64 31/33 30/34 29/35 24/40 23/41 22/42 19/45 65 29/36 28/37 27/38 26/39 25/40 21/44 20/45 66 32/34 31/35 30/36 29/37 23/43 22/44 21/45 19/47 18/48 67 28/39 27/40 25/42 24/43 24/43 23/44 20/47 19/48 68 33/35 32/36 31/37 30/38 29/39 28/40 27/41 22/46 21/47 20/48 18/50 69 26/43 25/44 24/45 23/46 22/47 19/50 18/51 70 34/36 33/37 32/38 31/39 30/40 29/41 28/42 27/43 26/44 25/45 20/50 19/51 71 23/48 22/49 21/50 20/51 18/53 72 35/37 34/38 33/39 32/40 31/41 30/42 29/43 28/44 27/45 26/46 25/47 24/48 23/49 22/50 19/53 18/54 73 30/43 29/44 28/45 27/46 21/52 20/53 19/54 74 36/38 35/39 34/40 33/41 24/50 23/51 22/52 21/53 20/54 75 34/41 33/42 32/43 31/44 30/45 29/46 28/47 27/48 26/49 25/50 24/51 23/52 19/56 18/57 76 37/39 36/40 35/41 20/56 19/57 77 36/41 35/42 34/43 33/44 32/45 31/46 30/47 29/48 24/53 23/54 22/55 21/56 20/57 78 38/40 37/41 31/47 30/48 29/49 28/50 27/51 26/52 25/53 24/54 23/55 22/56 18/60 79 37/42 36/43 35/44 34/45 33/46 20/59 19/60 18/61 80 39/41 38/42 34/46 33/47 32/48 31/49 30/50 29/51 26/52 23/57 22/58 21/59 20/60 19/61
  14. 14. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 13 φ 1,06 1,12 1,19 1,26 1,33 1,41 1,5 1,58 1,68 1,78 1,88 2 2,11 2,24 2,37 2,51 2,65 2,82 2,99 3,16 3,35 Z1 + Z2 81 38/43 37/44 36/45 35/46 30/51 29/52 28/53 27/54 26/55 25/56 24/57 23/58 22/59 21/60 82 40/42 36/46 35/47 34/48 33/49 32/50 19/63 83 40/43 39/44 38/45 37/46 33/50 32/51 31/52 30/53 29/54 21/62 20/63 19/64 84 41/43 37/47 36/48 35/49 30/54 29/55 28/56 27/57 26/58 25/59 24/60 23/61 22/62 21/63 20/64 85 41/44 40/55 39/56 35/50 34/51 33/52 32/53 26/59 25/60 24/61 23/62 86 42/44 39/47 38/48 37/49 33/53 32/54 31/55 29/57 20/66 87 42/45 41/46 40/47 37/50 36/51 35/52 34/53 30/57 29/58 28/59 27/60 26/61 25/62 24/63 23/64 22/65 21/66 20/67 88 43/45 40/48 39/49 38/50 35/53 34/54 33/55 28/60 27/61 26/62 25/63 24/64 23/65 22/66 21/67 20/68 89 43/46 42/47 41/48 38/51 37/52 33/56 32/57 31/58 30/59 90 44/46 41/49 40/50 37/53 36/54 35/55 31/59 30/60 29/61 28/62 91 44/47 43/45 40/51 39/52 38/53 35/56 34/57 33/58 29/62 28/63 27/64 26/65 25/66 24/67 23/68 22/69 21/70 92 45/47 43/49 42/50 41/51 38/54 37/55 33/59 32/60 31/61 27/65 26/66 25/67 24/68 23/69 22/70 21/71 93 45/48 44/49 41/52 40/53 37/56 36/57 35/58 32/61 31/62 30/63 29/64 94 45/49 44/50 43/51 40/54 39/55 38/56 35/59 34/60 30/64 29/65 28/66 27/67 95 46/49 45/50 42/53 41/54 38/57 37/58 34/61 33/62 32/63 28/67 27/68 26/69 25/70 24/71 23/72 22/73 96 45/51 44/52 41/55 40/56 37/59 36/60 33/63 32/64 31/65 26/70 25/71 24/72 23/73 22/74 97 47/50 46/51 44/53 43/54 40/57 37/38 36/61 35/62 31/66 30/67 29/68 98 46/52 45/53 42/56 39/59 38/60 35/63 34/64 33/65 30/68 29/69 28/70 27/71 99 48/51 47/52 45/54 44/55 41/58 40/59 39/60 37/62 34/65 33/66 32/67 28/71 27/72 26/73 25/74 24/75 23/76 100 47/53 46/54 44/56 43/57 41/59 40/60 49/61 37/63 36/64 35/65 32/68 31/69 26/74 25/75 24/76 23/77 101 49/52 46/55 45/56 43/58 42/59 39/62 38/63 36/65 35/66 34/67 31/70 30/71 29/72 24/77 23/78 102 48/54 45/57 44/58 42/60 41/61 38/64 37/65 34/68 33/69 30/72 29/73 28/74 27/75 103 50/53 47/56 44/59 43/60 41/62 40/63 37/66 36/67 33/70 32/71 28/75 27/76 26/77 25/78 104 49/55 46/58 43/61 42/62 40/64 39/65 36/68 35/69 32/72 31/73 27/77 26/78 25/79 24/80 De acordo com a tabela de divisão de dentes o φ que mais se aproxima do valor encontrado de 1,386 é o φ = 1,41. O valor de números de dentes das engrenagens menores (pinhões) se dá pela seguinte relação: O φ encontrado foi entre as rotações de saída do variador velocidade, e muitos casos esse φ não acaba sendo apropriado para todas as outras rotações como a de entrada e as duas intermediárias do Eixo II sendo necessário mais de um φ, tendo assim, mais de um escalonamento de número de dentes entre os pares de engrenagens. Para isso, deve-se encontrar uma relação dependendo de uma redução ou ampliação, que divida ou multiplique o φ por uma rotação final de um eixo a fim de se encontrar a rotação inicial, ou vice e versa.  Redução: Rotação Inicial = Rotação Final x φ  Ampliação: Rotação Inicial = Rotação Final / φ
  15. 15. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 14 XIII. Números Normalizados Em todos os setores onde é possível o emprego de número, surge a necessidade de se fixar, para cada característica, a série de valores numéricos capaz de cobrir todas as necessidades com o menor número possível de termos [03]. As dimensões lineares normais aplicáveis a medidas de comprimentos, larguras, espessuras, profundidades, diâmetros, etc., foram determinadas com base na teoria dos números normais. A norma Brasileira NB - 71 fixou as séries, ou progressões, dos números normalizados para fins industriais. São chamadas séries de bases e são quatro séries geométricas que contém as potências inteiras de dez, cujas razões são: 5 √10, 10 √10, 20 √10, 40 √10 São representadas respectivamente e denominadas por R5, R10, R20 e R40 em homenagem a Charles Renard (Matemático Inglês do século XVIII).  R5: série de razão 5 √10 = 1,5849  1,6  R10: série de razão 10 √10 = 1,2589  1,26  R20: série de razão 20 √10 = 1,1220  1,12  R40: série de razão 40 √10 = 1,0592  1,06 - A preferência na escolha das séries deve obedecer a ordem: R5, R10, R20 e R40. - Os termos das séries expressos com 5 algarismos são os chamados números Calculados. - Os valores aproximados dos números calculados são números normalizados [02]. IX. Rotações Normalizadas Subentendem-se como rotações normalizadas as rotações em carga, as quais são valores arredondados das séries de base dos números normalizados. As rotações em carga servem para os eixos principais das máquinas-ferramenta, com o motor de acionamento a plena carga. Os valores nominais das rotações normalizadas são indicados na tabela do número de rotações, ou na escala de ajuste da máquina, e são também empregados no cálculo do tempo de fabricação da peça. São números normalizados em escalonamento geométrico segundo a série fundamental R20, com escalonamento φ = 1,12, bem como as séries derivadas R20 / 2, R 20 / 3, R 20/ 4 e R20/6 com escalonamento φ = 1,25; φ = 1,41; φ = 1,68 e φ = 2. A Tabela 5 mostra as rotações normalizadas segundo a DIN 804 [02].
  16. 16. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 15
  17. 17. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 16 X. Cálculo do Módulo Para a fabricação de uma engrenagem deve se determinar, dentre outros cálculos, o valor do Módulo (m), que é o espaço entre os dentes no Sistema Internacional (SI), sendo as unidades calculadas em milímetros. No sistema USCS, a proximidade entre os dentes é medida por uma quantidade chamada de passo diametral ou diametral pitch (Pd )*. O módulo e o “diametral pitch” são dimensões que não são diretamente medidas numa engrenagem. Eles são utilizados como valores de referência para cálculos de outras dimensões das engrenagens que, por sua vez, são mensuráveis. Em alguns casos o módulo é obtido através da relação (Dp / Z), onde Dp é o diâmetro primitivo da engrenagem (ou seja, o diâmetro de contato entre os dentes de duas engrenagens) e Z é o número de dentes. Contudo, essa relação se emprega no caso de um diâmetro já definido. Caso contrário esse módulo, deve ser determinado através de outros fatores, como o do critério de cisalhamento no pé do dente da engrenagem, que considera: Mt: Momento torçor [kgf . mm] q: Fator de correção de engrenamento σadm: Tensão admissível do material da engrenagem [kgf/mm²] Z: Número de dentes da engrenagem B: Largura da engrenagem [mm] O fator de correção “q” depende do tipo de engrenamento e do número de dentes da engrenagem e deve ser adotado, conforme mostrado na Tabela 6 Tabela 6 – Fator de correção para engrenamento externo e interno Esse fator é levado em conta também para a análise de resistência da engrenagem. O esforço que ocorre no engrenamento causa no dente da engrenagem forças cortante e normal, tal que o material escolhido para a fabricação da engrenagem deve ter uma tensão admissível que atenda a solicitação. Obs: não consideramos neste estudo o modo de falha de engrenagem por fadiga de contato (“pitting”). * este nome é mantido em inglês na literatura por tratar-se de medida inglesa, refere-se à variável determinante de dentes por polegada do diâmetro primitivo. Corresponde ao módulo do sistema métrico. Fator de Correção (q) para Engrenamento Externo Z (nº de Dentes) 12 13 15 17 20 30 40 50 >60 q 4,5 4,3 3,9 3,6 3,3 3,1 2,9 2,7 2,6 Fator de Correção (q) para Engrenamento Interno Z (nº de Dentes) 20 30 40 50 100 >200 q 1,7 1,9 2 2,1 2,3 2,4
  18. 18. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 17 Além da tensão admissível, é levada em consideração a dureza do material, pois na análise do desgaste do flanco do dente, a dureza é um fator de grande importância. A Tabela 7 mostra a relação de dureza e tensão admissível entre alguns materiais e alguns tratamentos térmicos usuais na fabricação de engrenagens. Tabela 7 – Relação entre dureza e σ adm de materiais para construção de engrenagens. A largura da engrenagem em variador usualmente varia entre 15 e 25 mm, contudo isso pode ser dimensionado. A partir disso o valor encontrado para o módulo deve ser aproximado a um valor de módulos padronizados conforme mostra a Tabela 8 [04]. Tabela 8 – Módulos padronizados conforme Norma DIN (Deutsches Institut Normug e V.) Obs: O número de dentes num par de engrenagens é distinto para cada engrenagem, sendo assim, necessário calcular o módulo para cada quantia de dentes e seu respectivo fator “q” e interpolar os resultados se aproximando de um módulo normalizado que atenda ambas engrenagens. XI. Critério de Desgaste Este critério utiliza a formulação de Hertz para dois cilindros em contato, chegando-se a seguinte expressão: B x D² ≥ 4,5 x 106 x N x (i ± 1) K x n x i1 Onde; N: potência do motor [CV] i: relação de transmissão B: largura da engrenagem [mm] D: diâmetro da engrenagem [mm] Material Tratamento Térmico σ adm (kgf / mm²) HB (kgf / mm²) SAE 1020 B.L 21 SAE 1045 Normalizado 13 170 SAE 1045 Temperado Total 15 250 SAE 1045 Temperado Superficial 13 170 – 450 SAE 4340 Temperado Total 25 300 SAE 4340 Temperado Superficial 18 170 – 450 SAE 8620 Cementado 15 600 SAE 8640 Temperado Total 20 350 SAE 8640 Temperado Superficial 14 170 – 500 FoFo - 4 150 Módulos Normalizados – DIN 780 0,3 [0,35] 0,4 [0,45] 0,5 [0,55] 0,6 [0,65] 0,7 0,8 0,9 1 1,25 1,5 1,75 2 2,25 2,5 2,75 3 3,25 3,5 3,75 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 18 20 22 24 27 30 33 36 39 42 45 50 55 60 65 70 75
  19. 19. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 18  i +1 = engrenamento externo  i –1 = engrenamento interno O produto entre B e D elevado ao quadrado representa o volume mínimo que a engrenagem necessita ter para ser capaz de transmitir a potência “N”, a uma determinada rotação “n”, sob uma pressão “K”. Essa pressão “K” é representada por uma expressão que contém a dureza do flanco do dente em relação ao material, à rotação, e à vida da engrenagem. Onde; HB: dureza em Brinell [kgf/mm²] ln: vida útil da engrenagem [horas] E1, 2: módulo de elasticidade do material de cada engrenagem do par [kgf/mm²] Obs.: o módulo de elasticidade para os aços é de 21000 kgf/mm² A partir de uma relação prática entre B e D é possível determinar um ou o outro através do critério de desgaste, e assim com a largura ou o diâmetro determinado é possível chegar ao módulo necessário para fabricação da engrenagem [04].  Com apoio bilateral rígido: B/D  1,2  Com apoio unilateral (em balanço): B/D  0,75 XII. Critério de Resistência Este critério utiliza a resistência dos materiais para a sua análise. O esforço no engrenamento “Ph” causa na base do dente, momento fletor, força cortante e normal; como falado no capítulo X; fazendo com que a tensão admissível do material seja inferior a encontrada na seguinte expressão: O módulo (m) que para a análise de resistência no dente, já deve estar definido. O fator “e” corresponde à um fator de carga que varia em relação ao regime de trabalho das engrenagens.  e = 0,8: utilização contínua e carga máxima.  e = 1,5: utilização parcial.
  20. 20. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 19 XIII. Danos ocorrentes nos dentes de engrenagem O formato dos dentes de uma engrenagem é definido matematicamente e usinado com precisão, de acordo com Normas padronizadas possuem inúmeras fórmulas que permitem calcular, ou melhor, estimar quais são os esforços que uma determinada engrenagem sofre em uma dada condição de operação. Com isto é possível dimensionar as engrenagens para suportarem as cargas de operação. Entretanto, esforços calculados não são necessariamente esforços reais [05]. Dudley sugere que a melhor maneira de se descobrir o quanto de carregamento que uma engrenagem pode suportar é construindo e testando um protótipo da mesma. As figuras 11 e 12 mostram dois protótipos de uma engrenagem sendo construída pelos métodos de adição e remoção de material respectivamente [06], os quais serão abordados mais adiante. Figura 10 – Construção pelo método de deposição de material fundido - Fused Deposition Modeling (FDM). Figura 11 – Construção pelo método de remoção de material. Vários são os fatores que influenciam na durabilidade das engrenagens, os mais compreensíveis são aqueles relacionados ao tipo de material e à macro-geometria das engrenagens, composta pelos seguintes valores: distância entre centros, ângulo de pressão, largura dos dentes e ângulo de hélice (para o caso de engrenagens helicoidais), entre outros. Contudo, alguns outros
  21. 21. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 20 fatores, tais como, concentradores de tensões (raio de arredondamento na raiz do dente), tensões residuais associadas ao processo de fabricação e o acabamento superficial do dente, influenciam na durabilidade de uma engrenagem, porém seu efeito é mais difícil ser estimado teoricamente. O desalinhamento entre dois dentes em contato ocasiona uma distribuição de carregamentos não uniforme o que também influencia na durabilidade dos dentados [05]. Para dentes de engrenagens de dentes retos o valor do ângulo de pressão comumente utilizado é o de 20°, pois apresenta um bom compromisso em termos de capacidade de carga e transmissão de potência de maneira suave e silenciosa. Além disso, o ângulo de pressão de 20° permite a construção de engrenagens com um número reduzido de dentes evitando problemas como o “undercutting”, problemas estes mais freqüentes com ângulos de pressão menores [07]. Alguns efeitos de se aumentar o valor do ângulo de pressão são abordados a seguir [08]: • O número limite de dentes necessários para se evitar o “undercutting”é reduzido. • A forma do dente torna-se mais pontuda. • O flanco do dente torna-se mais curvo. • A velocidade relativa de escorregamento é reduzida. • O grau de recobrimento é reduzido*; • A capacidade de carga do dente aumenta. Para evitar concentrações de tensões na raiz do dente o raio mínimo do perfil básico deve ser de 0,209/Pd e 0,235/Pd para engrenagens com ângulos de pressão (θ) de 14,5º e 20º respectivamente [09]. A figura 13 mostra o carregamento de dente de engrenagem e as figuras 14 e 15 mostram as curvas após interpolação de fatores de concentração de tensão no raio da raiz do dente. Figura 12 – carregamento de dente de engrenagem [09]. * O grau de recobrimento, ou o número de dentes em contato, é o quociente do arco de ação dividido pelo arco entre sucessivos dentes de engrenagem. O grau de recobrimento é um outro fator importante para o projeto de engrenagens.
  22. 22. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 21 Figura 13 - Fatores de concentração de tensão Kt para dente de engrenagem com ângulo de pressão de 14,5º [09].
  23. 23. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 22 Figura 14 - Fator de concentração de tensão Kt para dente de engrenagem com ângulo de pressão de 20º [09]. Existem três maneiras genéricas segundo as quais um elemento de máquina, pode deixar de cumprir as funções para as quais foi projetado: - Deformação plástica excessiva - Escoamento ou deformação plástica excessiva - Fratura
  24. 24. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 23 Para executar um bom projeto é importante ter-se conhecimento dos tipos mais comuns de falhas possíveis de ocorrer, porque é sempre necessário relacionar as cargas e dimensões do componente com alguns parâmetros de significância para o material, que limita a capacidade do componente para suportar uma carga [10]. A seguir alguns exemplos de fratura em engrenagens: Danos por ruptura:  Ruptura violenta no pé do dente, devida a cargas bruscas na transmissão. Solução: Mediante proteção contra as sobrecargas ou por investigação prévia das sobrecargas possíveis, consideras no cálculo dos valores admissíveis de carga.  Ruptura por fadiga no pé do dente, devida à sobrecarga repetida superior à resistência à fadiga ou temporária, sendo que nesse caso, representam um papel importante os defeitos do material, do tratamento térmico e da fabricação e, sobretudo, o maior ou menor efeito de concentração de tensões no pé do dente (arredondamento insuficiente, raias, fissuras provenientes da têmpera, limitação da zona temperada no pé do dente, ou o pipocamento no pé do dente). Solução: Elevação da capacidade de carga no pé do dente, por exemplo; beneficiamento ou têmpera, pelo uso de um módulo maior ou de maior ângulo de engrenamento de serviço (deslocamento do perfil), por reforçamento da zona de transição no pé do dente (jato de esferas de aço), por eliminação dos pontos de concentração de tensões, por maior chanframento dos dentes nas faces laterais; já que, em geral, a ruptura dos dentes se inicia nas faces laterais; e finalmente evitando ou elevando em consideração, no cálculo dos valores de carga admissíveis, as forças adicionais.  Ruptura de canto de dente, em conseqüência de distribuição desigual da carga sobre a largura do dente, como exemplo, por desalinhamentos axiais, por erro na direção do dente ou por deformação elástica considerável do pinhão sujeito a carga (flexo- torção). Solução: Por eliminação ou consideração dos defeitos indicados na fabricação, por aumento da convexidade dos flancos (encurvamento lateral dos dentes), por redução da largura do dente (principalmente em pinhões em balanço), e pelas medidas citadas no item anterior.  Estilhaçamento na cabeça do dente em engrenagens temperadas (principalmente em engrenagens de câmbios), ou devidas a carregamentos com choques. Solução: Emprego de um material mais tenaz (convenientemente ligado) e redução das forças de choque. Danos nos flancos. Algo que se deseja é um aspecto uniformemente liso e sedoso nos flancos dos dentes amaciados, nos quais, a linha da circunferência de rolamento apenas seja fracamente visível. É recomendável o amaciamento dos flancos dos dentes com óleos EP (óleos hipóides), a fim de se obter uma boa distribuição da carga e um alisamento suficiente dos flancos dos dentes. Os danos mais freqüentes são:  Formação de crateras (cavitação). Trata-se de uma espécie de desmoronamento na zona da circunferência de rolamento e debaixo dela, em conseqüência da pressão local excessiva na presença de lubrificante. Há as cavidades de amaciamento,
  25. 25. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 24 semelhantes a cabeças de alfinetes, que freqüentemente aparecem durante o amaciamento e que não progridem quando o amaciamento melhora suficientemente a distribuição das pressões, e as cavidades ou crateras progressivas, que são produzidas por uma sobrecarga local contínua, durante um tempo que varia de 0,1 a 20 milhões de ciclos em plena carga, e que ocasionam desprendimentos progressivamente maiores e mais numerosos nos flancos. Segundo o estado atual das pesquisas, a cavitação durante o rolamento deve ser interpretada como um fenômeno de fadiga, no qual, além de ser ultrapassada a alta pressão nas fissuras capilares, ajuda a destacar fragmentos do material, em geral, pode-se dizer que quanto menor for a força de atrito tangencial nos flancos dos dentes, tanto maior será a capacidade de carga dos flancos. Conseqüentemente, uma maior capacidade de carga pode ser conseguida por menor rugosidade, maior velocidade tangencial e maior viscosidade nominal do óleo. A cavitação é mais freqüente em aço beneficiado ou temperado, enquanto que em aço de menor dureza geralmente é encoberto pelo desgaste por deslizamento e pela formação plástica. A cavitação é favorecida pelo escorregamento negativo (que ocorre no pé do dente), provavelmente porque, nesse caso, os flancos dos dentes entram na zona de tensão de tração tangencial (devido à força de atrito) e torna possível a penetração do lubrificante, a pressão elevada nas fissuras capilares. Solução: Redução da sobrecarga local (carregamento uniforme nos flancos dos dentes), elevação da resistência nos flancos e a redação da força de atrito e emprego de um óleo mais viçoso.  Zona estriada na região da circunferência de rolamento que é produzida predominantemente em aços de dureza excessivamente baixa com limite de escoamento demasiadamente baixo. Solução: Depende das respectivas causas (tratamento térmico defeituoso, fissuras da têmpera, fissuras da retifica ou defeitos do material).  Formação de fissuras nos flancos dos dentes, que podem causar desmoronamentos locais progressivos e rupturas nos pés dos dentes. Solução: Depende das respectivas causas (tratamento térmico defeituoso, fissuras da têmpera, fissuras da retifica ou defeitos do material).  Formação de sulcos e zonas de engripamento a partir da ruptura repetida da película do lubrificante, sendo que também o contato das arestas dos dentes, no inicio do engrenamento, represente um fator importante. Solução: Emprego de um óleo mais viscoso e mais refrigerado e principalmente de óleos EP; além disso, emprego de engrenamentos com menor relação por encurtamento das cabeças dos dentes, ou por rebaixamento correspondente dos flancos na cabeça do dente, ou ainda, pelo emprego de um módulo menor.  Aquecimento dos flancos por trabalho de atrito excessivo, ou por refrigeração insuficiente. Solução: Lubrificação e refrigeração mais eficientes (lubrificação por jato convenientemente disposto) e redução da potência de atrito (polimento dos flancos). Luis Agostinho recomenda a aplicação de uma rugosidade superficial para flancos de engrenagens de 0,3 .m.  Desgaste por deslizamento, isto é, perda excessiva de material nos flancos dos
  26. 26. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 25 dentes, devida a uma associação inadequada dos materiais, a flancos de dente insuficientemente lisos, ou lubrificação escassa. Este fenômeno é observado especialmente em engrenagens de módulo relativamente grande e baixa velocidade tangencial, nas quais, a pressão reduzida do lubrificante e a baixa velocidade tangencial devem ser levadas em conta. O desgaste de deslizamento será grande, principalmente, se o lubrificante possuir impurezas minerais e os flancos dos dentes forem ásperos. Solução: O desgaste é mínimo em flancos de dentes temperados; vale 2 a 3 vezes o valor mínimo na associação de engrenagens, das quais, uma é temperada e a outra não e 7 a 10 vezes o valor mínimo com ambas engrenagens não temperadas. Consegue-se também reduzir o desgaste pelo uso de um lubrificante mais viscoso, por meio de aditivos para polimento, e pelo emprego de óleos EP.  Formação de rebarbas na cabeça do dente ou outras deformações plásticas que indicam dureza insuficiente do material, em relação ao carregamento. Solução: Depende das respectivas causas (tratamento térmico defeituoso, fissuras da têmpera, fissuras da retifica ou defeitos do material).  Superfície ondulada (que não seja proveniente do processo de fabricação) ou destacamentos consideráveis dos flancos de dentes cementados. Em geral, a causa é ultrapassagem do limite de escoamento na zona de transição da têmpera. Solução: Depende das respectivas causas (tratamento térmico defeituoso, fissuras da têmpera, fissuras da retifica ou defeitos do material). [04] As figuras 15, 16 e 17 mostram alguns exemplos das avarias que podem ocorrer nas engrenagens. Figura 15 - Engrenagem cônica com ruptura nos cantos do dentes [11].
  27. 27. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 26 Figura 16 - Engrenagem cilíndrica de dentes retos com ruptura na raiz do dente [11]. Figura 17 - Engrenagem Coroa / Sem Fim apresentando desgaste e fratura nos dentes [06]. XIV. Engrenagem à Evolvente A curva evolvente é utilizada, exclusivamente, por engrenagens que tem como função básica transmitir potência [11]. A curva evolvente atende todos os requisitos construtivos de um perfil de dente de engrenagem conjugado. A introdução às propriedades do perfil evolvente é focada em engrenagens cilíndricas de dentes retos. Cabe ressaltar que, engrenagens cilíndricas de dentes helicoidais ou quaisquer outros tipos de engrenagens, que transmitem potência, utilizam a curva evolvente como sendo seu formato de perfil. A evolvente pode ser descrita como a curva gerada pela extremidade de um fio esticado que é desenrolado da circunferência de um determinado círculo, como indicado na Figura 18. O círculo do qual o fio é desenrolado é conhecido como círculo base [12].
  28. 28. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 27 Figura 18 – Curva Evolvente [12] O contato entre duas curvas evolventes ocorre no ponto onde as tangentes destas curvas coincidem. As tangentes de ambas as evolventes são sempre perpendiculares às suas linhas de geração. As duas tangentes se coincidem apenas quando a linha de geração de uma é continuação da linha de geração da outra [1]. Portanto, o local dos pontos de contato entre duas evolventes é a tangente comum aos dois círculos base. Quando uma evolvente é girada com um movimento uniforme, o comprimento da linha de geração de seu ponto de tangência ao círculo base até o ponto Pt, conforme indicado pela Figura 19, muda uniformemente. Figura 19 - Ação de uma evolvente sobre outra evolvente [12]. A distância entre estas evolventes, medida ao longo de qualquer linha tangente ao círculo base, é sempre a mesma como indicado pela Figura 20. Figura 20- Formação de dentes de engrenagens pelas curvas evolventes [12].
  29. 29. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 28 Na construção de máquinas para engrenagens frontais e cônicas, usa-se quase que somente o engrenamento por evolvente, pois, nesse caso:  O engrenamento pode ser fabricado com precisão por meio de uma ferramenta simples (de flancos retos), pelo processo de geração;  Um erro na distância entre eixos afeta o funcionamento;  As condições para engrenagens de séries são facilmente satisfeitas;  Com a mesma ferramenta podem também ser fabricados engrenamentos com perfil deslocado;  A direção da força normal ao dente permanece constante. [04] Figura 21: Perfil ampliado da engrenagem à evolvente Para engrenagens com menos de 55 dentes depois de traçados os círculos representativos dos diâmetros primitivos (pitch), interno e externo, traça-se uma linha inclinada a 75º sobre a linha de centro e passando pelo ponto F, que é o ponto de intersecção entre a linha do círculo do diâmetro primitivo com a linha de centro vertical dos círculos. Descreve-se um círculo K-K tangente com a linha inclinada a 75º. Esse círculo toma o nome de círculo base. Acha-se o ponto G no meio dos pontos H e F. O ponto H é o ponto de intersecção entre a linha do círculo do diâmetro externo com a linha de centro vertical dos círculos. O ponto C se localiza no meio do ponto G, e do ponto A, sendo que esse último é o ponto central dos círculos. Fazendo centro em C, descreve-se um arco que se origina do ponto G indo até, se interseccionar com a linha do círculo base, gerando nessa intersecção o ponto J. O ponto J será o centro de um segundo arco que será gerado, cuja qual, será traçado para construção da cabeça do dente. Esse arco terá um raio R2 que atinge o ponto G.
  30. 30. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 29 Acha-se o ponto E entre os pontos F e D. O ponto D é o ponto de intersecção entre a linha do círculo base com a linha de centro vertical dos círculos. O ponto E esta a ⅔ de distância do ponto F. O ponto B localiza no meio do ponto E, e do ponto A. Fazendo centro em B, descreve-se um arco que se origina do ponto E indo até, se interseccionar com a linha do círculo base, gerando nessa intersecção o ponto I. O ponto I será o centro de um arco que será gerado para traçar a parte do perfil compreendida entre o círculo do diâmetro primitivo e o círculo base. Esse arco terá um raio R4 que deverá atingir tangentemente o arco construído com o centro no ponto J. Concluindo assim, o perfil aproximado do dente da engrenagem traçada com arcos evolventes de círculos. Figura 22: Arcos evolventes de círculos.
  31. 31. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 30 Figura 23: Perfil básico aproximado do dente da engrenagem. Originando-se do ponto A uma linha inclinada (negrito na Figura 24); a uma distância equivalente a ¼ de t (passo), a partir da intersecção entre o perfil do dente e o círculo do diâmetro primitivo; encontra-se a metade do perfil do dente da engrenagem.
  32. 32. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 31 Figura 24: Localização da metade do perfil do dente da engrenagem A geração efetiva dos flancos de dentes em uma engrenagem, com engrenamento de evolventes, é feita em geral, com uma ferramenta que possui o perfil do engrenamento plano e que rola sobre a engrenagem a fabricar durante o movimento de trabalho (movimento de brochamento, de fresamento, ou de retificação), de modo que os flancos dos dentes resultam como evolventes da ferramenta [05]. Equações:  Ponto G:
  33. 33. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 32 Onde: Dex: Diâmetro externo da engrenagem [mm] Dp: Diâmetro primitivo da engrenagem [mm]  Ponto C;  Ponto E; Onde: Cbs: Círculo base [mm]  Ponto B;  Passo T; T = m x π Onde: m: módulo da ferramenta [mm]  Dp = m x Z  De = m x (Z + 2)  Di = m x (Z – 2,33) Exercício proposto 03 Traçar, com o auxilio de um software CAD 3D, uma engrenagem cilíndrica de dentes retos – ECDR com arcos evolventes de círculos, calculando os pontos necessários para a geração da mesma. Diâmetro externo = 88 mm Diâmetro primitivo = 84 mm Diâmetro interno = 79,34 mm Módulo = 2 mm Z = 42 dentes
  34. 34. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 33 XV. Dimensionamento de eixos-árvores Para o cálculo de eixos utiliza-se grande parte dos conhecimentos adquiridos nas disciplinas de Resistência dos Materiais e de Elementos de Máquinas. O termo eixo usualmente se refere a um componente rotativo, relativamente longo de seção transversal circular que gira e transmite potência. Sobre ele estão montados elementos tais como rodas dentadas, polias, cames, rolamentos, entre outros, e são usualmente conectados por meio de pinos, chavetas, anéis e outros dispositivos. Um eixo não necessariamente tem uma seção circular e também, não necessariamente gira. Ele pode ser estacionário e servir de suporte para elementos girantes. Surge daí, dois termos comumente utilizados: eixos e árvores, cuja diferença encontra-se essencialmente no tipo de carregamento a que estão sujeitos. Uma árvore é um elemento rotativo ou estacionário, geralmente de seção circular, que tem montados sobre si elementos para a transmissão de potência. As árvores podem estar submetidas a esforços de flexão, torção, tração ou compressão axial, atuando isoladamente ou em conjunto [13]. Quando esses esforços atuam de maneira combinada deve-se considerar a resistência a fadiga e as cargas estáticas como fatores importantes no projeto já que, a árvore poderá estar submetida a tensões estáticas, a tensões completamente reversíveis e a tensões repetidas, todas atuando simultaneamente. Um eixo, por sua vez, é um elemento rotativo ou estacionário não sujeito a carga de torção. A figura 25 mostra exemplos esquemáticos de eixos e árvores. Figura 25 – Exemplos de eixos e árvores [13]. Todos os conhecimentos necessários ao cálculo de eixos e árvores à resistência já foram abordados para em outras disciplinas. Entretanto, a verificação à rigidez contempla em geral, dois aspectos: - rigidez à torção – aos ângulos de torção são limitados a certos valores estabelecidos empiricamente. - rigidez à flexão - as flechas são limitadas a certos valores máximos que condicionam o bom funcionamento dos elementos montados sobre eles. Para o cálculo de eixo-árvore à rigidez à torção deve-se considerar: Mt = 716200 . (N / n) [kgf.mm] Ou
  35. 35. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 34 Mt = 7162 . (N / n) [N.m] Onde: N: potência transmitida [cv] n: rotação [rpm] Dado um eixo-árvore submetido à torção pura é possível identificar a tensão de cisalhamento que ocorre no momento torsor e ainda é possível saber qual será o ângulo que formará na torção desse eixo. A tensão máxima de cisalhamento é dada por: Onde; D: diâmetro do eixo [m] A torção de um eixo-árvore é quantificada pelo ângulo de torção θ, obtido é pela expressão matemática, conforme ilustra a figura 27: θ = _____Mt x L____ [radianos] G x [(π x D4 ) / 32] Onde; L: comprimento do eixo [m] D: diâmetro do eixo [m] G: módulo de elasticidade transversal [N/m] Figura 26 – Torção numa barra sólida. A equação [(π x D4 ) / 32] é referente ao momento de inércia polar (J) para eixos cilíndricos e maciços, para eixos com formas diferentes, devem-se consultar as equações de momento de inércia polar referente a cada forma. Obs.: o módulo de elasticidade transversal para os aços é de 80.000 MPa.
  36. 36. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 35 Entretanto, usualmente os ângulos de torção são limitados em termos relativos ao comprimento, ou seja, θ/L. Os limites a serem considerados para valor encontrado de θ/L dependem do projeto a ser desenvolvido. No caso de projeto de máquinas-ferramentas adota-se geralmente θ/L = 0,25º/m. Em aplicações onde o fator de rigidez à torção é menos importante, pode-se considerar θ/L = 2º/m. O teste de torção não encontrou a aceitação geral nem o uso que tem sido creditado ao teste de tração. Entretanto, é um teste útil em muitas aplicações de engenharia e também em estudos teóricos do escoamento plástico. Durante o teste de torção são feitas medidas do MT e do θ. As propriedades elásticas em torção podem ser obtidas pelo uso do torque no limite proporcional ou em algum ângulo convencionado, frequentemente 0,000004 rad/mm [10]. Em um segundo caso onde um eixo é escalonado, conforme mostra a figura 27, o θ deverá ser calculado por adição dos ângulos de torção relativos ao comprimento de cada andar a equação do ângulo de torção é dada por: Figura 27 – Eixo-árvore escalonado. Exercício proposto 04 Calcular o diâmetro menor “d” para um eixo com as seguintes características:  D = 80 mm; Lbc = 80 mm; Lcd = 90; θ / L = 0,15 º/m  Potência transmitida = 10 cv  Rotação = 150 rpm XVI. Dimensionamento de eixos-árvores pela condição de rigidez do conjunto eixo-rolamentos. Os desvios do eixo de rotação podem ocorrer quando o eixo-árvore suporta cargas estáticas ou dinâmicas, sendo devidos principalmente às deformações elásticas do eixo-árvore, dos rolamentos e outras partes componentes do conjunto. Forças atuantes no ponto de corte da ferramenta ou no redutor de acionamento poderão originar vibrações, cujas amplitudes podem ser consideráveis na condição de ressonância [14]. Este fenômeno ocorre quando a velocidade de rotação em serviço é próxima da velocidade crítica de rotação do eixo-árvore. No final desta apostila serão abordados alguns métodos de cálculo de velocidades críticas de eixos-árvores. As
  37. 37. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 36 deformações provenientes dos rolamentos poderão ser muito importantes a menos que sejam selecionados rolamentos com pequena deformação. XVII. Distância Ideal de Rolamentos O comprimento de um eixo pode ser justificado pela distância ideal que deve existir entre os rolamentos, através de faixas recomendadas pelo fabricante de rolamentos, os quais analisam o tipo de esforço, o tipo de carregamento, o vão entre mancais, o desalinhamento angular do eixo, entre outros, para verificação e garantia de uma vida útil satisfatória do rolamento, e uma rigidez estática de funcionamento da máquina ferramenta, isenta de falhas, imprecisões, ruídos e outras avarias decorrentes de uma máquina instável. A Figura 28 mostra um gráfico com determinadas faixas de seleção de rolamento, em relação ao tipo de escalonamento e suas características. Figura 28- Faixas de Recomendações para aplicação de rolamentos.
  38. 38. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 37 Onde: L: distância entre os rolamentos a: distância entre o rolamento e força aplicada no eixo d: diâmetro menor do eixo  Faixa 1: Rolamento rígido de esfera  Faixa 2: Rolamento autocompensador de esfera  Faixa 3: Rolamento autocompensador de rolos Exemplo: O eixo da figura 29 tem as seguintes dimensões abaixo. Determine a faixa recomendável de rolamentos  L = 200 mm  a = 100 mm  d = 60 mm Figura 29 – conjunto eixo/rolamentos.  a / d = 100 / 60  1,66  λ = 200 / 100 = 2 R: o Exercício proposto 05 Para um eixo com as dimensões abaixo, determine a faixa recomendada de rolamentos  L = 300 mm  λ = 1,4  d = 30 mm
  39. 39. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 38 Obs.: o exemplo e o exercício proposto não estão considerando o tipo de esforço e o tipo de carregamento. XVIII. Vida Útil de Rolamentos A vida útil de um rolamento é um fator importante dentro da analise do projeto de máquinas-ferramenta. E esse fator depende de outras variáveis para pode saber qual a solicitação que o rolamento deve atender. Onde; Lr: vida em milhões rotações [rpm] C: capacidade dinâmica do rolamento [kgf] P: carga equivalente, ou resultante [kgf] n = 3, para rolamento de esferas. n = 10/3, para rolamento de rolos. Segundo Niemann [05], máquinas operatrizes sujeitas a cargas radiais e axiais devem ter uma vida útil de 10.000 a 15.000 horas. A vida em milhões de rotações é dada por: A carga equivalente é a carga que resulta da somatória das cargas radiais (Pr) e axiais (Pa), multiplicada por seus respectivos coeficientes X e Y, os quais, variaram a cada rolamento. (consultar catálogos).  Para rolamentos radiais a carga equivalente é dada por: P = X . Pr + Y . Pa  Para rolamentos Axiais a carga equivalente é dada por: P = Pa + X . Pr Também se pode obter a carga P através da resultante vetorial das forças atuantes nos apoios (Mancais) do eixo nos planos horizontal e vertical. Atualmente através de softwares matemáticos, ou softwares próprios do fabricante de rolamento, ou até mesmo de catálogos eletrônicos, acaba tornando-se mais simples o cálculo da vida útil de um rolamento. Lr = Lh . 60 . n 1000000
  40. 40. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 39 XIX. Ajustes de Rolamentos Para haver um funcionamento satisfatório dos rolamentos de uma máquina deve ser ter um ajuste adequado. A escolha do ajuste depende primordialmente de uma fixação segura e de um apoio uniforme dos anéis, da facilidade de montagem e desmontagem, e da possibilidade de deslocamento axial do rolamento, e esse deslocamento depende das condições de serviços impostas ao rolamento. A Tabela 9 apresenta alguns ajustes de eixos aplicados em rolamentos radiais para máquinas-ferramentas, para cada diâmetro do eixo (mm). Tabela 9: Ajustes de eixos para rolamentos radiais [03]. Rolamentos de Esferas Rolamentos de rolos cilíndricos e cônicos Rolamentos de rolos autocompensador Ajustes 18 mm – – h5 (18) ... 100 mm 40 mm 40 mm j6/j5* (100) ... 200 mm (40) ... 140 mm (40) ... 100 mm k6/k5* – (140) ... 200 mm (100) ... 200 mm m6/m5* *Ajuste para aplicação com maior precisão. Obs.: Para ajustes em outras aplicações consultar catálogos de fabricantes ou literaturas referentes. Em rolamentos radiais os anéis não devem deslizar em seus assentos, eixo ou caixa, por isso há a necessidade de um ajuste firme, a norma recomenda um ajuste K6 para o alojamento de rolamento em máquinas-ferramenta. Contudo, esse ajuste deve ser reconsiderado se haver uma carga muito grande ou ocorrências de choques, pois isso pode levar a uma deformação dos anéis tornando a fixação frouxa. Já em rolamentos axiais o ajuste deve ser firme em relação ao eixo. O anel da caixa deve receber um ajuste com folga. Havendo a necessidade que um dos anéis do rolamento possa se deslocar em sentido axial, deve-se analisar qual dos dois anéis deverá receber ajuste deslizante. Para isso, é necessário definir a carga que atua no rolamento, se é fixa ou rotativa. A carga é fixa quando não varia a posição do anel com a sua rotação. No caso de transmissão por engrenagens haverá uma carga rotativa no anel interno, pois o eixo está girando, para uma carga rotativa se exige um ajuste mais apertado, em relação ao anel externo haverá uma carga fixa atuando, permitindo um ajuste deslizante entre ele e a caixa, ou seja, nesse caso o assento do rolamento é o eixo. A movimentação de duas superfícies, anel e assento, ocasionariam na erosão e conseqüentemente na destruição dos assentos.
  41. 41. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 40 XX. Rigidez Estática A rigidez é muitas vezes, mais importante no projeto de máquinas-ferramenta do que a capacidade de carga, pois, as tensões que correspondem às deformações permissíveis são muito menores que aquelas permissíveis para os materiais em geral, ou seja, muitas vezes um material pode suportar com folga a carga que lhe é aplicada, porém, sua deformação, mesmo que elástica, acaba sendo indesejada por levar a máquina a outras avarias, que não seja a ruptura. Entre as deformações estáticas, as mais agravantes talvez sejam; as conseqüentes dos esforços de flexão e de torção, os quais provocam danos como desalinhamentos e deslocamentos dos elementos, atribuindo assim, instabilidade e imprecisão na máquina-ferramenta. Em vários casos as deformações decorrentes da tração e da compressão acabam também sendo inconvenientes para garantia de rigidez. A primeira idéia de usar a rigidez estática como um parâmetro de análise para projetos de máquinas-ferramenta foi de Krug onde a rigidez estática é dada por: Essa carga seria composta por uma força referente ao peso peça-obra, juntamente com uma força de corte. Todavia, o que é visto atualmente, é que essa força de corte não atua simplesmente como uma carga estática, por ser uma força com pulsação acaba se enquadrando entre as cargas dinâmica que influenciam na rigidez. Contudo, esse tipo de carga relacionada com a deformação não é o único fator que condena a rigidez estática em uma máquina. Essa também depende também do macro sistema da máquina, e de todos os outros elementos que compõe esse macro sistema. Haja vista, elementos que conecta outros elementos, como parafusos, chavetas, anéis elásticos, e até os flancos de dentes de engrenagem, entre outros, necessitam ter ajustes corretos para garantir que não ocorram folgas ou jogos dentro do sistema. Uma deformação nas esferas dos rolamentos, ou nos rolos, pode levar à instabilidade de um eixo, bem com, uma deformação na pista ou nos anéis do rolamento, ou até mesmo na película de óleo dos mancais, e não pode deixar de analisar também as paredes que suportam o mancal e toda a sua estrutura, pois, uma falha dimensional ou de fabricação pode comprometer todo o sistema de mancal e eixo da máquina. Como comentado anteriormente, há dois agravantes primordiais para a rigidez, os esforços fletor e torçor, assim, pode-se dizer que, uma máquina necessita ter uma rigidez torcional e uma rigidez flexional contra esses agravantes. A rigidez torcional e a rigidez flexional podem ser dadas por: Rigidez torcional: Onde: Mt: momento torçor [kgf.mm] θ: ângulo de torção [radianos]
  42. 42. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 41 E: Rigidez flexional: Onde; E: módulo de elasticidade do material [kgf/mm²] J: momento de inércia [mm4 ] Por muitas vezes para os elementos que suportam os esforços se deve ter uma atenção com qualquer descontinuidade no material; tanto estrutural, ou seja, estruturas resultantes de tratamentos térmicos e do teor de carbono, e que influem nas propriedades mecânicas do material; quanto geométrica, por exemplo, entalhes, escalonamentos, e secções transversais constantes ao longo do elemento. Os efeitos da descontinuidade atingem diretamente a rigidez estática. A figura 30 mostra os resultados de ensaios de rigidez flexional e torcional em um tubo de secção quadrada. Figura 30 – Resultados de ensaios de rigidez em um tubo de secção quadrada [14].
  43. 43. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 42 Na Figura 30, são mostrados resultados sobre ensaios de rigidez em um tubo de secção quadrada, realizados pelo Laboratório de Máquinas-ferramenta da Escola Técnica Superior de Aachen. No primeiro nível o tubo atinge resultados de 100% sobre os ensaios de rigidez flexional em ambos os eixos de simetria e também no ensaio de rigidez torcional. Já em um segundo nível foi feito um furo oblongado em uma das suas faces e foi aplicado novamente aos mesmos ensaios. O efeito, principalmente sobre a visão da rigidez torcional, foi drástico. Em um terceiro nível o oblongo é tampando por uma chapa e parafusado ao seu contorno. Tanto em relação as rigidez de flexão, como em relação à rigidez de torção, a melhora com a tampa foi muito baixa. E mesmo no quarto nível; no qual, o tubo foi fechado e parafusado por uma tampa com um rebaixo para se encaixar corretamente ao oblongo; também a melhora não foi alta. Em suma, após ter sido feito o furo oblongado no tubo, esse não conseguiu mais recuperar de modo satisfatório sua rigidez torcional, e mesmo tendo uma perca pouco significativa em sua rigidez flexional, esse tubo se tornou inadequado para a maioria das possíveis aplicações. Reforços convenientes no elemento, como nervuras, abas, apoios e até mesmos simples calços podem melhorar a rigidez estática. Entretanto, deve-se tomar cuidado com os tipos operações a serem realizadas em um elemento. Todas devem ser estudadas e analisadas incansavelmente para garantir que o elemento não será prejudicado como no exemplo do tubo. Em síntese, não adianta garantir uma ótima rigidez em um eixo de uma máquina se não garantir que todos os outros elementos que atuam em parceria ao eixo estejam estáveis e otimamente rígidos também. Tudo deve estar trabalhando harmonicamente formando um sistema único como de um barramento de torno com seu cabeçote fixo e seu contra ponto, ou a base de uma furadeira radial com a sua coluna, ou ainda, as engrenagens de um variador de velocidade junto com seus eixos e seus mancais. XXI. Rigidez Dinâmica A rigidez dinâmica é resultado da ação de cargas inerciais com forças pulsatórias (forças de corte) como comentado no capítulo XVIII, que causam vibrações nos elementos que integram o sistema todo da máquina. A rigidez dinâmica, por vezes, ocorre devido ao aumento da velocidade de trabalho da máquina ferramenta. Muitas vezes por motivos como a demanda, ou necessidade de acabamento. Ademais, máquinas sujeitas a choques acabam gerando o que se chama de vibração livre. E há também as forças pulsatórias, ou seja, forças oscilantes, por vezes harmônicas, e por outras, não harmônicas, que causam vibrações forçadas. Sistemas de vibração com mais de um grau de liberdade surgem na máquina-ferramenta como um todo e também nos elementos que a constituem. Como efeito, há diferença de fase entre as amplitudes de vibração em pontos diferentes de um mesmo elemento e em elementos diferentes, uns com os outros. Qualquer mudança dessas condições é de grande importância, pois, as influências mútuas afetam as freqüências naturais, o amortecimento, as amplitudes de vibração e os ângulos de fase, sendo esse alguns dos fatores que agem no comportamento vibratório, assim como a massa, e até a própria rigidez estática. Essas vibrações tiram a estabilidade, e principalmente a precisão exigida por uma máquina ferramenta de usinagem.
  44. 44. Coordenadoria de Projetos Mecânicos DPM: 001-2010 – 3ª Revisão 43 XXII. Referências Bibliográficas [01] RESHETOV, N. D. Atlas de Construção de Máquinas. Editora Hemus, 2005. [02] ROSA, C. L. Apostila de Máquinas Ferramentas II. Faculdade de Tecnologia de Sorocaba. Departamento de Mecânica, FATEC-SO. 2002. [03] AGOSTINHO, L. O. Tolerâncias, Ajustes, Desvios e Análise de Dimensões. Editora Edgard Blücher. 8ª Edição. São Paulo, 2005. [04] NIEMANN, G. Elementos de Máquinas - Volume II. Editora Edgard Blücher Ltda. 7ª Edição. São Paulo, 2004. [05] CASTRO, M. R. Critério de Projeto para Engrenagens Helicoidais Aplicadas em Transmissões Mecânicas Veicular. Dissertação de Mestrado Profissionalizante. Escola Politécnica da Universidade de São Paulo – USP-São Paulo, 2005. [06] TOTI, A. F. Aplicação de Metodologia para Integração das Ferramentas 3D no sistema CAD 2D, na Área de Projetos nas Pequenas e Médias Empresas. Regime de Jornada Integral – RJI, Faculdade de Tecnologia de Sorocaba. Fatec-So, Dezembro de 2009. [07] DUDLEY, D. W. Handbook of Practical Gear Design. Lancaster, Technomic, 1994. [08] MAITRA, G. M. Handbook of Gear Design. New Delhi, Editor Tata McGraw- Hill, 1985. [09] PETERSON, E. R. Stress Concentration Design Factors. John Wiley & Sons, Inc, New Work. 5a Edição, August of 1966. [10] DIETER, E. G. Metalurgia Mecânica. Editora Guanabara koogan S.A., RJ. 2ª edição 1981. [11] CATERPILLAR TRACTOR CO. Analyzing Gear Failures. SEBD0520. U.S.A., 1979. [12] BUCKINGHAM, E. Analytical Mechanics of Gears. New York, Dover Publications, 1988. [13] OGLIARI, A. Eixos e Árvores. Universidade Federal de Santa Catarina. UFSC - SC, 2001. [14] ROSA, C. L. Dimensionamento de Eixos-Árvores pela Condição de Rigidez do Conjunto Eixo-Rolamentos. Fatec-So, outubro de 1982. [15]NOBILIONI, G. Álgebra I. Coleção Objetivo. CERED. São Paulo. 2002. [16] ESQUERDO L. A. J. Apostila de Resistências Mecânica dos Materiais. Faculdade de Tecnologia de Sorocaba. Departamento de Mecânica, FATEC-SO. 2005. [17] SKF. Catálogo Geral SKF. Catálogo 3000 PB. April, 1977.

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