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Guias e Dicas
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Projeto final, Manuais, Projetos, Pesquisas de Engenharia Mecânica

Trabalho de PME2433 - Projeto de Máquinas

Tipologia: Manuais, Projetos, Pesquisas

Antes de 2010

Compartilhado em 19/11/2006

gustavo-k-6
gustavo-k-6 🇧🇷

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Baixe Projeto final e outras Manuais, Projetos, Pesquisas em PDF para Engenharia Mecânica, somente na Docsity! ÍNDICE 1. REQUISITOS DO PROJETO ........................................................... 03 2. ESCOLHA DO MOTOR .................................................................... 04 3. RELAÇÕES DE TRANSMISSÃO ..................................................... 05 4. PROJETO DAS ENGRENAGENS ..................................................... 08 5. PROJETO DAS POLIAS ................................................................... 15 6. DIMENSIONAMENTO DOS EIXOS .................................................. 18 7. SELEÇÃO DE ROLAMENTOS ......................................................... 24 8. DESENHO DA FURADEIRA ............................................................. 04 1. REQUISITOS DO PROJETO Projetar uma furadeira de coluna semelhante às existentes na oficina do prédio da engenharia mecânica da Poli. A furadeira deverá Ter quatro velocidades, selecionadas através de mudança de câmbio numa caixa de engrenagens e por seleção de polias. A mesa para fixação da peça deverá ser móvel ao longo da coluna. Dados : Motor : 6 pólos Material : aço 1085 Diâmetro da broca : 50 mm Rotação mínima : 30 rpm Rotação máxima : 1510 rpm 2. ESCOLHA DO MOTOR - Cálculo do esforço de corte, pelo critério de Kienzle : material 1085 : 1 – z = 0,86 2 PAGE 2 o (i) : Par de polias 1 : ip1 Par de polias 2 : ip2 Par de engrenagens 1 : ie1 Par de engrenagens 2 : ie2 Par de engrenagens 3 : ie3 Composição para obtenção das rotações desejadas : • par polias 1 + par engren. 1 + par engren. 3 F 0E 0 30 rpm • par polias 1 + par engren. 2 + par engren. 3 F 0E 0 110 rpm • par polias 2 + par engren. 1 + par engren. 3 F 0E 0 410 rpm • par polias 2 + par engren. 2 + par engren. 3 F 0E 0 1510 rpm Como a rotação do motor é de 1150 rpm, tem-se que : Para 30 rpm F 0E 0 ip1 * ie1 * ie3 = 1510/30 ≈ 38,33 Para 110 rpm F 0E 0 ip1 * ie2 * ie3 = 1510/110 ≈ 10,45 Para 410 rpm F 0E 0 ip2 * ie1 * ie3 = 1510/410 ≈ 2,80 Para 1510 rpm F 0E 0 ip2 * ie2 * ie3 = 1510/1510 ≈ 0,76 Dentre as várias soluções desse sistema, determinou-se (com auxílio de planilha eletrônica) os seguintes valores para os i’s : • ip1 = 3,50 • ip2 = 0,26 • ie1 = 3,13 • ie2 = 0,85 • ie3 = 3,50 5 PAGE 2 4. PROJETO DAS ENGRENAGENS • Cálculo dos diâmetros e número de dentes : Par de engrenagens 1 : Módulo F 0E 0 m1 = 2 (definido) N° dentes do pinhão F 0E 0 zp1 = 25 (definido) Calculados : Diâmetro do pinhão F 0E 0 dp1 = m1*zp1 = 50 mm Diâmetro da coroa F 0E 0 dc1 = ie1*dp1 = 158 mm (arredondado) N° dentes da coroa F 0E 0 zc1 = dc1/m1 = 79 Novo ie1 = 3,16 Par de engrenagens 2 : Módulo F 0E 0 m2 = 2 (definido) 6 PAGE 2 Como a distância entre os eixos E1 e E2 precisa ser mantida nesse par de engrenagens, calcula-se os outros valores da seguinte forma : Distância entre eixos E1 e E2 = 104 mm Diâmetro da coroa F 0E 0 dc2 = (dp1+dc1)/(ie2+1) = 112 mm Diâmetro do pinhão F 0E 0 dp2 = dc2*ie2 = 96 mm N° dentes do pinhão F 0E 0 zp2 = dp2/m2 = 48 N° dentes da coroa F 0E 0 zc2 = dc2/m2 = 56 Novo ie2 = 0,86 Par de engrenagens 3 : Módulo F 0E 0 m3 = 2,5 (definido) N° dentes do pinhão F 0E 0 zp3 = 25 (definido) Calculados : Diâmetro do pinhão F 0E 0 dp3 = m1*zp3 = 62,5 mm Diâmetro da coroa F 0E 0 dc3 = ie1*dp3 = 217,5 mm (arredondado) N° dentes da coroa F 0E 0 zc3 = dc3/m3 = 87 Novo ie3 = 3,48 Distância entre os eixos E2 e E3 = 140 mm • Cálculo da largura do dente : Definiu-se aqui os materiais de pinhão e coroa : Pinhões F 0E 0 aço 4340, tensão de ruptura σrup ≈ 7100 kgf/cm2 Coroas F 0E 0 aço 1020, tensão de ruptura σrup ≈ 3900 kgf/cm2 7 PAGE 2 ip3 = 3,48 F 0 E 0 f(i) ≈ 1,24 d = dp3 = 62,5 mm = 6,25 cm ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) Mt = 71620*2/104 = 1377,3 kgf.cm Calculando a largura do dente: B = 4,47 cm F 0E 0 adota-se B = 45 mm • Verificação à flexão Considerando para o aço 4340 tensão admissível ≈ 1700 kgf/cm2, e para o aço 1020 tensão admissível ≈ 1000 kgf/cm2 (valores coletados em tabelas), a verificação à flexão no pinhão e na coroa pode ser feita pela relação : Onde : Ft = 2*Mt/d q = fator de forma do dente F 0E 0 q = f(z) (valores tabelados) ϕ F 0E 0 fator de serviço B F 0E 0 largura do dente calculada anteriormente m F 0E 0 módulo Par de engrenagens 1 : Pinhão : Ft = 2*Mt/dp1 = 2*436,7/5 = 174,6 kgf q = f(zp1) = f(25) = 32 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 25 mm = 2,5 cm m = 2 Calculando : ≈ 1117 kgf/cm2 < 1700 kgf/cm2 F 0E 0 OK Coroa : 10 PAGE 2 Ft = 2*Mt/dc1 = 2*436,7/15,8 = 55,3 kgf q = f(zc1) = f(79) = 27 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 25 mm = 2,5 cm m = 2 Calculando : ≈ 298 kgf/cm2 < 1000 kgf/cm2 F 0E 0 OK Par de engrenagens 2 : Pinhão : Ft = 2*Mt/dp2 = 2*374/9,6 = 77,9 kgf q = f(zp2) = f(48) = 29 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 15 mm = 1,5 cm m = 2 Calculando : ≈ 753 kgf/cm2 < 1700 kgf/cm2 F 0E 0 OK Coroa : Ft = 2*Mt/dc2 = 2*374/11,2 = 66,8 kgf q = f(zc2) = f(56) = 28 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 15 mm = 1,5 cm m = 2 Calculando : ≈ 623 kgf/cm2 < 1000 kgf/cm2 F 0E 0 OK Par de engrenagens 3 : Pinhão : Ft = 2*Mt/dp3 = 2*1377,3/6,25 = 440,1 kgf q = f(zp3) = f(25) = 32 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 45 mm = 4,5 cm m = 2,5 11 PAGE 2 Calculando : ≈ 1252 kgf/cm2 < 1700 kgf/cm2 F 0E 0 OK Coroa : Ft = 2*Mt/dc3 = 2*1377,3/21,75 = 126,6 kgf q = f(zc3) = f(87) = 26 ϕ = 1 (eixo de transmissão, carga leve) B = 45 mm = 4,5 cm m = 2,5 Calculando : ≈ 293 kgf/cm2 < 1000 kgf/cm2 F 0E 0 OK AJUSTE : a largura do pinhão é sempre maior. Nos casos onde dpinhão < 100, ele é 5 mm mais largo. Portanto: Par de engrenagens 1: D pinhão = 50 mm Espessura pinhão = 35 mm D coroa = 158 mm Espessura coroa = 30 mm Par de engrenagens 2: D pinhão = 96 mm Espessura pinhão = 20 mm D coroa = 112 mm Espessura coroa = 15 mm Par de engrenagens 3: D pinhão = 62,5 mm Espessura pinhão = 50 mm D coroa = 217,5 mm Espessura coroa = 45 mm 12 PAGE 2 Aplicação F 0E 0 1,2 (transmissão) TOTAL F 0E 0 1,44 Potência projetada F 0E 0 Pproj = 2*1,44 = 2,88 cv ip2 = 0,26 Seleção do perfil através de tabela “rpm do eixo mais rápido X potência de projeto” : • Eixo mais rápido F 0E 0 4504 rpm • Potência de projeto F 0E 0 2,88 cv Seleciona-se o perfil A (diâmetros recomendados entre 76,2 mm e 127 mm). Distância entre centros F 0E 0 mesmo que no par 1 F 0 E 0 A = 404,3 mm Comprimento da correia F 0E 0 mesmo que no par 1 F 0 E 0 L = 1555 mm Pelas fórmulas de A e L, calcula-se os diâmetros : dpq2 = 91,0 mm dgde2 = 356,4 mm • Cálculo do N° de correias: HP por correia F 0E 0 3,84 (tabela) HP adcional F 0E 0 1,18 (tabela) HP total (arco 180°) F 0E 0 HPtot = 3,84 + 1,18 = 5,02 Arco de contato F 0E 0 α = 180 - 60*( dgde2 - dpq2)/A = 141° Fator de correção do arco F 0E 0 f1 = 0,88 Fator de correção do comprimento F 0E 0 f2 = 0,98 Potência efetiva por correia F 0E 0 Pef = HPtot*f1*f2 = 4,3 cv Número de correias = Pproj/Pef = 0,67 15 PAGE 2 Z = N° de raios F 0E 0 = 2,9 F 0 E 0 arredonda-se para 3 raios. Portando, os cálculos conferem com o projetado para o par de polias 1. 6. DIMENSIONAMENTO DOS EIXOS • Material escolhido para todos os eixos : aço 4340 • Esquema do posicionamento das engrenagens e polias nos eixos : EI X O 1 Ro taç ão = 32 8 rp m Mt = 43 6,7 kgf.cm Polia : T = 2,5*(T1-T2) = 2,5*2+Mt/dgde1 = 62,3 kgf De co mp osi 16 PAGE 2 çã o em TH e TV (d evi do ao desvio de 12° da força T em relação ao “eixo vertical” do esquema mostrado anteriormente, que por sua vez decorre da posição do motor em relação à caixa de engrenagens) : TH = T* se n1 2° = 12,95 kgf TV = T* co s12° = 60,92 kgf Fo rça s atuantes : FT1 = 2*Mt/d = 174,62 kgf 17 PAGE 2 Horizontal : Seção de maior solicitação : C (engrenagem) = 466,73 kgf.cm Kt1 ressalto no eixo = 1,5 = 2494,64 kgf.cm Tensão de ruptura do material (4340) = 7100 kgf/cm2 (tabela) Tensão admissível na flexão assimétrica = 7100/(3*3,8) = 622,8 kgf/cm2 Diâmetro F 0E 0 F 0 E 0 d > 3,42 cm F 0 E 0 d = 35 mm EIXO 3 Rotação = 30 rpm Mt = 4800,71 kgf.cm Forças atuantes : FT3 = 2*Mt/d = 441,44 kgf FR3 = FT3*tan(20)° = 160,67 kgf Dividindo os cálculos nos planos vertical e horizontal : Reações em A e E : HA = 80,34 kgf HE = 80,34 kgf VA = 220,72 kgf VE = 220,72 kgf 20 PAGE 2 Diagramas de momento fletor : Vertical (kgf.cm): Horizontal : Seção de maior solicitação : C (engrenagem) = 466,73 kgf.cm Kt1 chaveta = 1,8 Kt2 ressalto no eixo = 1,5 = 3733,90 kgf.cm Tensão de ruptura do material (4340) = 7100 kgf/cm2 (tabela) Tensão admissível na flexão assimétrica = 7100/(3*3,8) = 622,8 kgf/cm2 Diâmetro F 0E 0 F 0 E 0 d > 3,91 cm F 0 E 0 d = 40 mm 21 PAGE 2 7. SELEÇÃO DOS ROLAMENTOS Os valores das reações nos mancais, bem como das rotações no eixo, são de ordem de grandeza inferior à dos valores de capacidade de carga e rotação máxima dos rolamentos mais comuns existentes no mercado (como os fixos, de uma carreira de esferas (60, 62, 63, 68 e 69) e os de uma carreira de esferas com contato angular (70, 72, 73 e 79)). Rotações do projeto F 0E 0 ordem de grandeza de 1.000 rpm Forças nos mancais F 0E 0 ordem de grandeza de 100 kgf Rotações máximas F 0E 0 ordem de grandeza de 10.000 rpm Forças nos mancais F 0E 0 ordem de grandeza de 1.000 kgf Portanto, sem a necessidade de cálculos, selecionou-se os seguintes rolamentos para os mancais : 22 PAGE 2
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