Elementos de transmissao

Elementos de transmissao

(Parte 4 de 4)

Assim, uma transmissão por engrenagens pode ser imaginada como que formada por dois cilindros em contato sem deslizamento, com diâmetros iguais aos dos círculos primitivos das engrenagens. A figura mostra essa idealização. Nessa figura wp é a velocidade angular do pinhão e wc é a velocidade angular da coroa.

Como a transmissão é feita pelo contato entre os dentes, é necessário definir um perfil para os dentes que permita que a relação entre as velocidades angulares (R) seja constante durante o funcionamento. A relação de velocidades pode ser dada pela equação 2. Essa relação é o inverso da relação entre os diâmetros, ou seja, a coroa sempre trabalha com menor rotação.

Diversos perfis atendem a restrição de que a relação entre as velocidades angulares seja constante. No entanto, apenas um deles tem aplicação universal e é relevante para estudo nesta disciplina, o chamado perfil evolvental. Esse perfil é caracterizado pela curva evolvente que pode ser obtida pelo desenrolar de um fio em torno de um cilindro, como em um carretel. Um ponto qualquer do fio tem a propriedade de estar sempre no tangente a um mesmo círculo, não importa quanto do fio tenha sido desenrolado. Esse círculo é chamado de círculo base, porque define a circunferência ao longo da qual o fio é desenrolado. A curva descrita pelo ponto escolhido é chamada de evolvente. Como o ponto está sempre ao longo da tangente ao círculo e descreve uma curva, a normal à curva está sempre na direção da tangente instantânea. Se o dente for construído com o formato da curva, a normal ao dente estará sempre na direção da tangente à circunferência de base.

A figura apresenta uma idealização que permite visualizar como as propriedades da curva evolvente podem ser empregadas na construção de transmissões com relações de constantes. A figura mostra dois círculos externos, como na figura 5, representando os círculos primitivos em contato. Mostra também dois círculos internos, que representam os círculos de base, nos quais está enrolado um fio, como se fossem polias de transmissão comuns. Os círculos internos e externos estão presos aos mesmos eixos. Para que não haja deslizamento entre os círculos primitivos, é necessária que a razão de diâmetros desses círculos seja a mesma que a razão dos dois círculos de base. Como o fio é tangente aos dois círculos de base e a relação entre os diâmetros é a mesma, ele corta obrigatoriamente a linha de centros no ponto de contato entre os cilindros primitivos, qualquer que seja o ângulo f.

Este ângulo é chamado de ângulo de pressão ou de ação; o ponto de contato entre os cilindros é chamado de ponto primitivo P; a reta ab é chamada de linha de ação ou de forças; a relação entre os raios de cada circunferência de base e de sua circunferência primitiva correspondente é o cosf.

Se escolhermos um ponto qualquer c, entre a e b, e cortarmos o fio neste ponto, teremos dois seguimentos de fio enrolados nos dois círculos de base. A figura mostra as curvas geradas com a movimentação do ponto c nas duas partes do fio. Uma delas descreve a curva de e a outra descreve a curva gf. Pela definição anterior, ambas são curvas evolventes e a sua normal num ponto é a tangente a circunferência de base.

O ponto c foi escolhido aleatoriamente. Se fosse escolhido um pouco mais em direção ao ponto a, as mesmas observações seriam válidas. Escolher esse outro ponto seria o mesmo que girar o pinhão na direção anti-horária. Tente imaginar esse movimento em uma velocidade bem baixa enquanto olha na figura. Não fica claro que as curvas evolventes se movem como que rolando uma sobre a outra? O ponto de contato não continua sobre a reta ab? Pois é exatamente o que acontece. Dentes com perfis evolventais rolam e deslizam uns sobre os outros durante o movimento.

Há ainda mais para ser obtido da figura. Qual a velocidade linear do ponto c na direção da linha de ação? Seja qual for, é a velocidade tangente a circunferência de base do pinhão e também da coroa. Logo, se multiplicada pelo raio de base de cada elemento vai dar a rotação de cada um deles. Isso sempre ocorrerá, não importa o ponto ao longo de ab onde estiver o ponto c, desde que o perfil seja evolvental. Assim, não importa qual o valor da velocidade linear, a relação entre as rotações será sempre a mesma, pois só depende dos raios das circunferências de base e esses são constantes para o perfil evolvental.

A discussão acima mostra que o perfil evolvental atende a condição de que a relação de redução seja constante. Engrenagens que atendem essa condição são chamadas de engrenagens conjugadas. Também mostra que a curva evolvente não pode ser gerada no interior do círculo de base. Assim, só deve existir rolamento entre os dentes em pontos externos ao seu diâmetro. Como o ângulo de pressão é fixo e previamente definido, pontos além de b ou de a na linha de ação não são pontos onde deva haver contato. Se houver contato em qualquer parte do dente onde o perfil não for evolvental, a transmissão não se dará com razão constante e haverá o que se convencionou chamar de interferência.

Na figura 4 foi mostrado que a circunferência de pé tem diâmetro menor que a de base. Isso ocorre porque é necessário prover espaço para que a cabeça do dente da outra engrenagem não se encoste à engrenagem conjugada. Denominando a distância entre centros de

C, a figura 7 mostra que vale a relação:

Para que não haja interferência da circunferência de cabeça da coroa no pinhão, o raio dessa circunferência ( rcab.c ) deve ser menor ou igual a distância do centro da coroa ao ponto a, conforme pode ser visto na figura. Isso equivale a atender a relação:

Nessa equação, rbc é o raio de base da coroa. Uma expressão semelhante pode ser usada para avaliar a interferência do pinhão na coroa.

4.4 Análise de Tensões em Dentes de Engrenagens

Engrenagens podem falhar basicamente por dois tipos de solicitação: a que ocorre no contato, devido à tensão normal, e a que ocorre no pé do dente, devido a flexão causada pela carga transmitida. A fadiga no pé do dente causa a quebra do dente, o que não é comum em conjuntos de transmissão bem projetados. Geralmente, a falha que ocorre primeiro é a por fadiga de contato.

A figura mostra um modelo por elementos finitos das tensões no contato. A parte que tende ao vermelho mostra as maiores tensões em magnitude ( Von Mises ) e a parte em azul as menores. Esse modelo corresponde exatamente ao resultado obtido por outras técnicas, como a foto elasticidade, e mostra as tensões que levam às falhas citadas.

A figura mostra duas engrenagens com falha por fadiga de contato. Esse tipo de falha pode ser avaliado pelo que se convencionou chamar de critério de durabilidade superficial. A figura da esquerda mostra o estágio inicial da falha. Esses pequenos sulcos, chamados pitem segundo nomenclatura brasileira recente, é formada na região próxima a linha primitiva do dente, que é definida pelo diâmetro primitivo. Surgem nessa região porque a velocidade de deslizamento entre os dentes anula-se no ponto primitivo. Será verdade?

Novamente, será necessário um pouco de imaginação, para que não seja necessária a comprovação analítica. Suponha que, na figura 8, as engrenagens estejam trabalhando com o pinhão (superior) movendo a coroa, da esquerda para a direita, lentamente. Quando os dentes entram em contato, é fácil notar que existe uma compressão na direção radial devido ao deslizamento. Quando os dentes estão deixando o contato, a tensão se inverte e passa a tração na direção radial. Como os elementos são rígidos, existe um pequeno deslizamento entre as superfícies dos dentes, tanto na entrada quanto na saída dos dentes em contato. Com existe a inversão no sentido do deslizamento, existe um ponto no qual esse deslizamento será zero e isso ocorre quando o contato é na linha primitiva. Já que o lubrificante depende do movimento relativo entre as superfícies para atuar (efeito elasto hidrodinâmico), nessa região a separação dos elementos em contato não é adequada. Por isso, os pites ocorrem ao longo dessa linha.

A figura ainda mostra o mesmo tipo de falha após a progressão. Nesse caso, a falha de fadiga por contato aumenta de tamanho e partes maiores são arrancadas da superfície. O termo em inglês para o que ocorre é “Spalling”, cuja melhor tradução para o português é cavitação, o que não descreve adequadamente o fenômeno.

4.5 Forças Transmitidas no Engrenamento

A primeira definição necessária ao projeto de um sistema de redução é a carga que se deseja transmitir. Essa definição permite estimar a potência necessária para a fonte (motor, turbina, ...) e, em muitos casos, a própria fonte. Surgem então as questões básicas de projeto, tais como: Dada a rotação de entrada e saída do redutor, quantos pares de engrenagens devo usar? Definido o número de pares, quais as relações de redução devem utilizar em cada par? Engrenagens cilíndricas de dentes retos normalmente são empregadas com relações de redução de até 3 por par. É sempre importante lembrar que a potência dissipada pelo atrito aumenta proporcionalmente ao número de pares em contato em uma redução. O calor gerado dessa perda deve ser retirado do sistema, sob pena de que um aumento significativo na temperatura comprometa o lubrificante e causa falhas prematuras.

A potência a ser transmitida é a força tangencial Ft vezes a velocidade V na mesma direção, ou o torque T vezes a rotação w. Assim, como a potência e a velocidade são dadas de entrada dos problemas comuns de projeto, é necessário primeiro obter a força tangencial e depois a força total no contato. A figura 10 mostra as forças agindo em um dente. A força no contato F é a razão entre a força tangencial e o cosseno do ângulo de pressão. A força Fr é o produto entre a força Ft e a tangente do ângulo de pressão. As forças estão mostradas no centro do dente apenas para ilustração do modelo utilizado para a avaliação da flexão no pé do dente. Também estão mostradas num ponto próximo à cabeça com a mesma finalidade.

4.6 Tensões de Flexão no Pé do Dente

As tensões no pé do dente podem ser de tração ou compressão. A figura mostra que, para a força aplicada, a tensão será de tração no filete da direita e de compressão no da esquerda. Para engrenagens trabalhando em um só sentido, um dos lados do dente estará sempre em tração quando os dentes estiverem em contato. O outro lado estará sempre em compressão. Quando o sentido de trabalho é invertido, a tensão de flexão também muda de sinal. Em engrenagens intermediárias ou loucas, que transmitem potência entre outras engrenagens, os dentes sofrem tração e compressão em cada rotação do elemento.

O modelo atual para avaliação das tensões no pé do dente baseia-se nos estudos de Lewis (1892), que propôs um modelo simplificado considerando a carga aplicada na ponta do dente, com distribuição uniforme na largura do denteado, sem concentração de tensões, desprezando a carga radial e as forças de deslizamento. Em sua equação para o cálculo das tensões, Lewis propôs um modelo baseado num fator de forma Y, posteriormente batizado com o seu nome. O desenvolvimento da equação de Lewis está além do propósito dessa apostila, mas será mostrada no apêndice 1.

Com base na proposição de Lewis, a Associação Americana de Fabricantes de Engrenagens (AGMA), sugere a seguinte equação para o cálculo das tensões no pé do dente:

Nessa equação, a variável J é o fator geométrico, que é obtido a partir do fator de Lewis original com a inclusão da concentração de tensões para o raio de concordância recomendado e que leva em consideração o número médio de dentes em contato no engrenamento. Esse fator pode ser determinado a partir do gráfico mostrado na figura, para ângulos de pressão de 20o. A curva inferior deve ser utilizada quando a razão de contato for pequena ou quando se deseja projetar com maior segurança, mas de forma não otimizada. As curvas superiores dependem do número de dentes da engrenagem conjugada e levam em consideração a distribuição das cargas quando são utilizadas as dimensões recomendadas para a cabeça e pé do dente.

O fator de impacto ou de velocidades Kv é aplicado para levar em consideração o efeito das tolerâncias de fabricação nos choques sofridos pelos dentes devidos às diferenças dimensionais. Assim, depende da forma de fabricar e do tipo de ferramenta. A figura dá o valor desse fator para condições usuais de aplicação e velocidade. Esta última é levada em conta porque influencia na energia dissipada no choque.

O fator de sobrecarga Ko leva em conta os choques decorrentes da fonte de acionamento (motor) e da carga. Para a maioria dos casos é suficiente classificar os choques em pequenos, médios ou intensos. A tabela 1 mostra os valores recomendados para cada uma das situações.

O fator de correção para a precisão da montagem Km é utilizado para incluir o efeito de alinhamento ou outras condições do arranjo que não permitam o contato em toda a extensão da largura do denteado. Os valores recomendados são dados na tabela 2.

Uma vez definida a forma de calcular as tensões, resta o cálculo da resistência com a qual a tensão vai ser comparada. A resistência segue os mesmos princípios expostos na apostila sobre o assunto. Simplificando, a resistência à fadiga por flexão no pé do dente Sn pode ser calculada por:

O valor de Sn ’ é dado pelo ensaio de flexão alternada padronizado (ensaio de Moore).Como estimativa, pode-se considerar como a metade do valor do limite de resistência a tração Su, para aços com valores de Su de até 1400 MPa. Acima disso, é aconselhável adotar o valorde 700 MPa, já que o comportamento não é linear.Os valores dos coeficientes CL, CG e CS são obtidos da forma usual descrita na apostilacorrespondente. Para o primeiro coeficiente, como se trata de flexão, o valor será sempre 1,0.

O valor do coeficiente CG, que leva em consideração o tamanho do dente, pode ser considerado unitário para módulos menores que 5,0 mm e 0,85 para módulos maiores. O valor do coeficiente de acabamento superficial CS pode ser obtido na figura em função do tipo de fabricação e da dureza superficial. Deve-se tomar o cuidado de avaliar se a verificação está ocorrendo na superfície ou logo abaixo dessa, onde a dureza é significativamente menor, mas não há razão para utilizar um valor diferente de 1,0.

O fator kr define a probabilidade de falha com a qual se deseja trabalhar. Pode ser encarada também como uma medida da confiabilidade do seu projeto, embora esse termo não seja bem empregado dessa forma.

O fator kt leva em consideração a temperatura do conjunto. Só é levado em consideração para temperaturas acima de 70oC. O fator pode ser calculado aproximadamente por:

O fator kms é um fator que leva em conta o fato de que os dentes de engrenagem podem trabalhar em um só sentido. Se trabalharem nos dois, o valor obtido em ensaio ou estimado para Sn é válido, já que os ensaios são realizados com tensão alternada. Caso o conjunto de redução trabalhe em um só sentido, o valor da resistência não pode ser comparado com a tensão calculada segundo a equação 4, que usa o valor de Ft, que é a força máxima e não a amplitude de tensão. O valor correto seria a metade do valor da força e um diagrama de tensão constante seria necessário para comparar a tensão com a resistência. Para evitar esse trabalho adicional, demonstra-se que considerar a resistência cerca de 40% maior tem praticamente o mesmo efeito. Assim, define-se o fator kms = 1,4 para engrenagens que trabalham sempre em um mesmo sentido de rotação e kms = 1,0 para engrenagens que tem seu sentido invertido ou que trabalham como engrenagens intermediárias ou loucas.

4.7 Tensões devidas ao Contato entre os Dentes

As teorias de contato são baseadas principalmente nos estudos de Hertz publicados em1881. Hertz calculou a distribuição de tensões em sólidos elásticos de dimensões simples. O cálculo das tensões nos dentes de engrenagens é baseado em seu modelo para cilindros em contato. A derivação das equações para engrenagens a partir das equações de Hertz está além dos objetivos desse trabalho, mas será apresentada no apêndice 2.

Os problemas no contato não se limitam às tensões. De fato, se os dentes estiverem deslizando sob elevada pressão, poderá haver transferência de material entre eles (“scoring”). Além disso, a presença de partículas estranhas no lubrificante, ou vindas do próprio desgaste do material ou geradas pela contaminação, pode causar abrasão nas superfícies. Os sulcos causados pela abrasão podem modificar significativamente a estabilidade da lubrificação e intensificar o problema. Para a abrasão, a filtragem do óleo durante o trabalho resolve o problema na maior parte das vezes. Para evitar a transferência de material, um lubrificante com a viscosidade adequada é a melhor solução. Para os problemas de pite, somente o projeto adequado e uma manutenção criteriosa podem resolver. A equação para o cálculo das tensões superficiais no contato, baseada nos estudos de Hertz e modificada por Buckingham, é mostrada a seguir. Nessa equação, os coeficientes Ki são os mesmos apresentados anteriormente. O valor da constante geométrica I é dado na equação 8. O coeficiente elástico CP depende dos materiais em contato e é dado na tabela 4.

As demais variáveis foram definidas anteriormente.

A determinação da resistência a fadiga de contato tem sido um dos desafios para os pesquisadores, já que existe uma grande dispersão dos resultados e uma sensibilidade às condições de uso que dificulta a definição de valores precisos. Moris e Cram reportaram um estudo que durou 24 anos para cilindros em contato com e sem deslizamento. No caso do deslizamento, simularam as condições encontradas em engrenagens. Os estudos levaram a definição da resistência à fadiga de contato e de um fator de tensões no contato, que servem de base para muitas aplicações.

Para o emprego no curso de Elementos de Máquinas II é suficiente que utilizemos estimativas confiáveis para a resistência à fadiga Sfe. Os valores propostos por Juvinall são mostrados na tabela 5, para probabilidade de falhas de 1% e 107 ciclos de vida.

A resistência à fadiga no contato, de forma diferente da fadiga usual, não tem um limite definido, abaixo do qual não haverá a falha. Por isso, é necessário corrigir o valor da tabela 5 por um fator de vida CLi, que é utilizado para vidas diferentes de 107 ciclos. O fator CLi segue o gráfico da figura. Para cada valor de vida o fator adquire um valor diferente, conforme o gráfico. Também é necessário corrigir a resistência para probabilidades de falha diferentes da especificada para a tabela, utilizando o fator CR. Este fator tem o valor 1,25 para confiabilidade de 50% e 0,8 para confiabilidade de 99,9%. Obviamente é 1,0 para confiabilidade de 99%. A equação a seguir mostra como calcular a resistência à fadiga corrigida:

4.7 Projeto de Redutores por Engrenagens

No projeto de redutores por engrenagens o objetivo é obter um conjunto de dimensões adequadas para suportar as cargas que se deseja transmitir. Para isso, são utilizados todos os conceitos da análise. No início do projeto, o engenheiro dispõe apenas das condições de contorno do problema, que são a magnitude da carga, as velocidades de entrada e saída, características do acionamento e do carregamento, condições de uso, etc...

Para que o projeto possa ser desenvolvido, as seguintes recomendações são úteis:

Geralmente deseja-se que o conjunto redutor tenha pequenas dimensões. Isso permitirá que a inércia inicial de movimento seja pequena e, para a maioria dos casos, causará a redução nos custos de fabricação. Para tanto a recomendação é utilizar o menor número de dentes razoável. Para o pinhão, o número mínimo recomendado é 18, quando o ângulo de pressão for 200.

  • É sempre conveniente fabricar o pinhão com dureza superior a da coroa. O pinhão vai atingir a vida desejada primeiro que a coroa e deve ter maior resistência. Em especial quanto a dureza superficial, que define a resistência à fadiga de contato, deve-se adotar um valor 10 a 15% superior ao da coroa.

  • O aumento da dureza causa o correspondente aumento na resistência à fadiga e na força máxima que pode ser transmitida. Um aumento de 10% na dureza poderia causar um aumento de até 30% na resistência e até 65% na força máxima que pode ser transmitida.

  • O aumento na dureza não causa tanto aumento na resistência à fadiga no pé do dente, porque o aumento causado na resistência à tração, com reflexo em Sn, é reduzido pela queda do fator CS, que é menor quanto maior for a dureza.

  • Aumentar o tamanho do dente, aumentando o módulo, tem grande influência na resistência a fadiga do dente, já que causa a diminuição da tensão de flexão. Existe um ponto de equilíbrio, no qual um dente de determinado tamanho e dureza teriam igual probabilidade de falhar por fadiga de flexão e por durabilidade superficial. No entanto, para a maioria dos casos, a vida é menor quando levada em conta a durabilidade superficial.

  • Quanto maior a dureza dos dentes, maior o custo de fabricação; menor o tamanho do conjunto projetado; menores os custos de embalagem; menores velocidades e Kv; menor o deslizamento e o desgaste e portanto, menor o custo total.

  • O procedimento normal de projeto consiste em adotar as menores dimensões dentro do recomendado e calcular o módulo necessário para utilizar um material escolhido e um processo de fabricação especificado na construção do conjunto. Com o módulo, todas as demais dimensões padronizadas, a menos da largura do denteado que deve ser especificada, podem ser calculadas.

  1. Bibliografia

http://www.mundomecanico.com.br/acervo/c/index.asp

(Parte 4 de 4)

Comentários