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UNIVERSIDADE DA REGIÃO DE JOINVILLE – UNIVILLE DEPARTAMENTO DO CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA PROJETO DE REDUTOR ALUNO: Welinton Grunfeld PROFESSOR: Paulo Roberto Queiroz DISCIPLINA: Projeto de Máquina II Joinville – SC 2020 SUMÁRIO OBJETIVOS 3 DIMENSIONAMENTO DOS PARES ENGRENAGENS 3 Engrenagens cônicas de dentes retos 3 Engrenagens cilíndricas de dentes helicoidais 6 Engrenagens cilíndricas de dentes helicoidais 9 DIMENSIONAMENTO DE EIXOS 13 Eixo de Entrada 13 2º eixo 14 3º eixo 16 Eixo de Saída 18 DIMENSIONAMENTO DO COMPRIMENTO DAS CHAVETAS 19 1ª Chaveta 19 2ª Chaveta 20 3ª Chaveta 20 SELEÇÃO DE ROLAMENTOS 21 Eixo de entrada 21 2º Eixo 21 3º Eixo 22 Eixo de saída 22 SELEÇÃO DE RETENTORES 23 Eixo de entrada 23 Eixo de saída 23 SELEÇÃO DE ANÉIS ELÁSTICOS 24 Eixo de entrada 24 2º Eixo 24 3º Eixo 24 Eixo de saída 24 OBJETIVOS Desenvolver o conhecimento em dimensionamento de eixos, engrenagens e seleção de componentes mecânicos padronizados. DIMENSIONAMENTO DOS PARES ENGRENAGENS Momento máximo de saída: 950 N.m. Rotação máxima de entrada: 1200 rpm. Redução total: 7,5. Considerar vida de 100.000 h para as engrenagens Fator de serviço: 1.2. Engrenagens cônicas de dentes retos a) Definir o momento de entrada Md = = = 126,667 Nm b) Calcular a potência necessária Md = → N = = = 15917,44 W c) Procurar por um motor que atenda a necessidade Selecionar motor com 16 kW ou 22 HP Pelo site da WEG temos: Motor industrial com 25HP e 4 polos no catálogo d) Definir as reduções para os estágios Sendo it = 7,5 = i1 x i2 x i3 Podemos fazer i1 = 1,5; i2 = 2 e i3 = 2,5 e) Conicidade da engrenagem relativa ao primitivo, relação de transmissão e número de dentes. i1 = ⇒ adotando 𝑍1 = 20 dentes, temos 𝑍2 = 30 dentes Como: tan 𝛿2 = 𝑖 = 1,5 ⇒ 𝛿2 = 56,3° 𝛿1 = 90 − 𝛿2, 𝛿1 = 33,7° f) Estabelecer a relação entre pinhão e coroa e o ângulo de hélice Adotar: b = 0,5 × dm1 e β = 15° tan α𝑠 = = = 0,3768 ⟹ 𝛼𝑠 = 20,647° g) Selecionar os materiais para o pinhão e para a coroa Pinhão: 𝑆𝐴𝐸 8640 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 200 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2000 𝑎 6000 𝐻B Coroa: 𝑆𝐴𝐸 4340 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 170 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2600 𝑎 6000 𝐻B h) Determinar a quantidade de ciclos para a vida solicitada Rotação do pinhão de 1200 rpm e ℎ = 100.000 ℎ W = = = 7200 milhões de ciclos i) Determinar a pressão admissível para o pinhão Padm = = = 664,95 Mpa j) Determinar a largura e diâmetro teórico para o pinhão Usando: 𝑏 = 0,5𝑑m1 fs = 1,2 𝑓 = 14,97 𝑏 = 2 x x s 𝑏 = 2 x x x 1,2 = 184.182,1879 mm³ 𝑏 = 0,5𝑑m1 x = 0,5 0,5 = 184.182,1879 mm³ dm1 = 71,68 mm b = 35,84 mm k) Determinar o módulo Como: z1 = 20 dentes, temos: mm = = = 3,58 mm mm = 0,8 x m → m = = m = 4,46 mm~4,5 mm l) Recalcular o diâmetro e nova largura do pinhão mm = 0,8 x m = 0,8 x 4,5 = 3,6 mm dm1 = mm x z1 = 3,6 x 20 = 72 mm bdm1² = 184.182,1879 mm³ = b × 72² ⟹ b = 35,5 mm 𝑑1 = 𝑑𝑚1 + 𝑏 sin 𝛿1 = 72 + 35,5 × sin 33,7° = 91,7 mm~92 mm m) Calcular das forças Força tangencial: Pu = = = 2.753,63 N Força radial Pinhão: Pr1 = Pu x tanα x cos 1= 2.753,63 x tan x cos 33,7 = 833,82 N Força radial Coroa: Pr2 = Pu x tanα x cos 2 = 2.753,63 x tan x cos 56,3 = 556,09 N Força axial Pinhão: Pa1 = Pu x tanα x sen 1 = 2.753,63 x tan x sen33,7 = 556,09 N Força axial Coroa: Pa2 = Pu x tanα x sen 2 = 2.753,63 x tanx sen 56,3 = 833,82 N n) Verificar a resistência dos dentes para o pinhão 𝑍𝑒1 = = = 24 dentes ⇒ 𝑞 = 3,2 Pinhão - = = 66,19 MPa o) Dimensionar a coroa 𝑑2 = 𝑑1 × 𝑖 = 92 × 1,5 = 138 mm 𝑑m2 = 𝑑m1 × 𝑖 = 72 × 1,5 = 108 mm z2 = = = 30 dentes p) Verificar a resistência dos dentes para a coroa 𝑍𝑒2 = = = 54 dentes ⇒ 𝑞 = 2,8 Coroa - = = 57,92 Mpa q) Calcular as dimensões das engrenagens ENGRENAGEM CÔNICA DE DENTES RETOS Descrição S Fórmula Pinhão Coroa Número de dentes 𝑍 - 20 30 Diâmetro primitivo médio 𝑑𝑚 - 72 mm 108 mm Diâmetro primitivo 𝑑 𝑑 = 𝑍𝑚 92 mm 138 mm Módulo médio 𝑚𝑚 𝑚𝑚 = 𝑑𝑚/z 3,6 mm Módulo frontal 𝑚 𝑚𝑚 = 0,8𝑚 4,5 mm Passo frontal 𝑝 𝑝 = 𝑚 × 𝜋 14,14 mm Espessura no primitivo 𝑆o 𝑆o = 𝑝/2 7,07 mm Vão entre dente 𝑙o 𝑙o = 𝑝/2 7,07 mm Altura comum do dente ℎ ℎ = 2𝑚 9 mm Altura da cabeça ℎ𝑎 ℎ𝑎 = 𝑚 4,5 mm Altura do pé do dente ℎ𝑓 ℎ𝑓 = 1,1 𝑎 1,3𝑚 5,4 mm Altura do dente ℎz ℎz = 2,1 𝑎 2,3𝑚 9,9 mm Folga 𝑆k 𝑆𝑘 = 0,1 𝑎 0,3𝑚 0,9 mm Diâmetro de cabeça 𝑑𝑎 𝑑𝑎 = 𝑑1,2 + 2𝑚 cos 𝛿1,2 99,49 mm 142,99 mm Ângulo de pressão α α = 20° 𝐷𝐼𝑁 867 20° Abertura angular 𝛿 𝛿 = 𝛿1 + 𝛿2 90° Conicidade relativa no primitivo 𝛿1(2) Tan 𝛿2 = 𝑍2/𝑍1 = i 33,7º 56,3° Geratriz relativa no diâmetro primitivo 𝑅𝑎 𝑅𝑎 = 𝑑1/2 sin 𝛿1 (𝛿 = 90°) 82,91 mm Conicidade relativa no diâmetro externo 𝛿𝑎1(2) 𝛿𝑎1 = 𝛿1 + K K = 𝑚/𝑅𝑎 (𝛿 = 90°) 33,75 56,35 Largura do dente b 𝑏 ≤ 1 3 𝑅𝑎 ≤ 8𝑚 35,5 mm Geratriz relativa no diâmetro primitivo médio 𝑅𝑚 𝑅𝑚 = 𝑑𝑚12 (1 + 𝑖²/ 4)^1/2 64,9 mm 97,35 mm Desenho: Engrenagens cilíndricas de dentes helicoidais a) Definir o momento de entrada Md = = = 190 Nm b) Estabelecer a relação entre pinhão e coroa e o ângulo de hélice Adotar: b = 0,75 × d1 e β = 15° tan α𝑠 = = = 0,3768 ⟹ 𝛼𝑠 = 20,647° c) Selecionar os materiais para o pinhão e para a coroa Pinhão: 𝑆𝐴𝐸 8640 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 200 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2000 𝑎 6000 𝐻B Coroa: 𝑆𝐴𝐸 4340 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 170 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2600 𝑎 6000 𝐻B d) Determinar a quantidade de ciclos para a vida solicitada Rotação do pinhão de 800 rpm e ℎ = 100.000 ℎ W = = = 4800 milhões de ciclos e) Determinar a pressão admissível para o pinhão Padm = = = 711,44 Mpa f) Determinar a o valor de para 𝜷=𝟏𝟓° = 1,31 g) Determinar a largura e diâmetro teórico para o pinhão 𝑏 = 0,75𝑑1 fs = 1,2 𝑓 = 14,97 𝑏 = 2 x x fs 𝑏 = 2 x x x 1,2 = 231.180,846 mm³ 𝑏 = 0,75𝑑1 x = 0,75 0,75 = 231.180,846 mm³ d1 = 67,55 mm b = 50,66 mm h) Determinar o número de dentes e o módulo Adotando: z1 = 22 dentes, temos: ms = = = 3,07 mm mn = ms x cos β = 3,07 x cos 15º mn = 2,97 mm i) Definir o diâmetro primitivo e a largura final do pinhão módulo tabelado: mn = 3 mm, ms = 3,07 mm assim d1 = 67,55 mm~68 mm bd² = 231.180,846 mm³ = b × 68² ⟹ b = 50 mm Pinhão: z1 = 22 dentes; d1 = 68 mm; b = 50 mm; mn = 3 mm e ms = 3,07 mm j) Dimensionar a coroa 𝑑2 = 𝑑1 × 𝑖 = 68 × 2 = 136 mm z2 = = = 45 dentes Coroa: z2 = 45 dentes; d2 = 136 mm; b = 50 mm; mn = 3 mm e ms = 3,07 mm k) Calcular as forças de engrenamento, 𝛼𝑠 = 20,647° Força tangencial: Pu = = = 5.588,235 N Força normal: Pn = = = 5.946,875 N Força radial: Pr = Pu x tanαs = 5.588,235 x tan = 2.105,713 N Força axial: Pa = Pu x tanβ = 5.588,235 x tan = 1.497,363 N l) Encontrar os valores para 𝑞 e 𝜑r Para o pinhão: 𝑧𝑛1 = = = 25 dentes - Temos o fator: 𝑞 = 3,2 Para a coroa: 𝑧𝑛2 = = = 50 dentes - Temos o fator: 𝑞 = 2,8 𝜑r = 1,33 m) Verificar a resistência dos dentes Temos o fator: 𝑞 = 3,2 para o pinhão 𝑒 𝑞 = 2,8 para a coroa Pinhão - = = 107,56 MPa Coroa - = = 97,48 MPa n) Calcular as dimensões das engrenagens ENGRENAGEM CILINDRICA DE DENTES HELICOIDAIS Descrição S Fórmula Pinhão Coroa Número de dentes 22 45 Módulo frontal 3,07 mm Módulo normal (cortador) 3 mm Passo frontal 9,64 mm Passo normal 9,42 mm Espessura frontal 4,82 mm Espessura normal 4,71 mm Vão entre dentes frontal 4,82 mm Vão entre dentes normal 4,71 mm Diâmetro primitivo 68 mm 136 mm Altura do dente 6,75 mm Altura da cabeça 3 mm Altura do pé do dente 3,75 mm Folga 0,75 mm Diâmetro de cabeça 74 mm 142 mm Diâmetro de pé 54,5 mm 122,5 mm Diâmetro de base 63,63 mm 127,26 mm Ângulo de pressão normal Ângulo de pressão frontal Número de dentes imaginário 25 50 Avanço do dente 13,4 mm Distância entre centros 102,85 mm Desenho:Engrenagens cilíndricas de dentes helicoidais a) Definir o momento de entrada Md = = = 380 Nm b) Estabelecer a relação entre pinhão e coroa e o ângulo de hélice Adotar: b = 0,75 × d1 e β = 15° tan α𝑠 = = = 0,3768 ⟹ 𝛼𝑠 = 20,647° c) Selecionar os materiais para o pinhão e para a coroa Pinhão: 𝑆𝐴𝐸 8640 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 200 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2000 𝑎 6000 𝐻B Coroa: 𝑆𝐴𝐸 4340 − 𝜎𝑎𝑑𝑚 = 170 𝑀𝑝𝑎 𝑒 𝑑𝑢𝑟𝑒𝑧𝑎 𝑑𝑒 2600 𝑎 6000 𝐻B d) Determinar a quantidade de ciclos para a vida solicitada Rotação do pinhão de 400 rpm e ℎ = 100.000 ℎ W = = = 2400 milhões de ciclos e) Determinar a pressão admissível para o pinhão Padm = = = 798,57 Mpa f) Determinar a o valor de para 𝜷=𝟏𝟓° = 1,31 g) Determinar a largura e diâmetro teórico para o pinhão 𝑏 = 0,75𝑑1 fs = 1,2 𝑓 = 14,97 𝑏 = 2 x x fs 𝑏 = 2 x x x 1,2 = 342.506,799 mm³ 𝑏 = 0,75𝑑1 x = 0,75 0,75 = 342.506,799 mm³ d1 = 77 mm b = 57,75 mm h) Determinar o número de dentes e o módulo Adotando: z1 = 25 dentes, temos: ms = = = 3,08 mm mn = ms x cos β = 3,08 x cos 15º mn = 2,98 mm i) Definir o diâmetro primitivo e a largura final do pinhão módulo tabelado: mn = 3 mm, ms = 3,08 mm assim d1 = 77 bd² = 342.506,799 mm³ = b × 77² ⟹ b = 57,77 mm~58 mm Pinhão: z1 = 25 dentes; d1 = 77 mm; b = 58 mm; mn = 3 mm e ms = 3,08 mm j) Dimensionar a coroa 𝑑2 = 𝑑1 × 𝑖 = 77 × 2,5 = 192,5 mm z2 = = = 63 dentes Coroa: z2 = 63 dentes; d2 = 192,5 mm; b = 58 mm; mn = 3 mm e ms = 3,08 mm k) Calcular as forças de engrenamento, 𝛼𝑠 = 20,647° Força tangencial: Pu = = = 9.870,13 N Força normal: Pn = = = 10.503,57 N Força radial: Pr = Pu x tanαs = 9.870,13 x tan = 3.719,18 N Força axial: Pa = Pu x tanβ = 9.870,13 x tan = 2.644,69 N l) Encontrar os valores para 𝑞 e 𝜑r Para o pinhão: 𝑧𝑛1 = = = 28 dentes - Temos o fator: 𝑞 = 3,1 Para a coroa: 𝑧𝑛2 = = = 70 dentes - Temos o fator: 𝑞 = 2,7 𝜑r = 1,33 m) Verificar a resistência dos dentes Temos o fator: 𝑞 = 3,1 para o pinhão 𝑒 𝑞 = 2,7 para a coroa Pinhão - = = 132,22 MPa Coroa - = = 115,16 Mpa n) Calcular as dimensões das engrenagens ENGRENAGEM CILINDRICA DE DENTES HELICOIDAIS Descrição S Fórmula Pinhão Coroa Número de dentes 25 63 Módulo frontal 3,08 mm Módulo normal (cortador) 3 mm Passo frontal 9,68 mm Passo normal 9,42 mm Espessura frontal 4,84 mm Espessura normal 4,71 mm Vão entre dentes frontal 4,84 mm Vão entre dentes normal 4,71 mm Diâmetro primitivo 77 mm 192,5 mm Altura do dente 6,75 mm Altura da cabeça 3 mm Altura do pé do dente 3,75 mm Folga 0,75 mm Diâmetro de cabeça 83 mm 198,5 mm Diâmetro de pé 69,5 mm 185 mm Diâmetro de base 72,05 mm 180,14 mm Ângulo de pressão normal Ângulo de pressão frontal Número de dentes imaginário 20 70 Avanço do dente 13,4 mm Distância entre centros 135,5 mm Desenho: DIMENSIONAMENTO DE EIXOS Rotação de entrada: N1 = 1200 rpm, N3 = 800 rpm e N5 = 400 rpm Rotação de saída: N2 = 800 rpm, N4 = 400 rpm e N6 = 950 rpm As tensões admissíveis indicadas são: adm = 60MPa e adm= 50MPa Potência = 15917,44 W Eixo de Entrada Momento torsor: MT1 = 126,667 Nm Força Tangencial: FT1 = 2.753,63 N Força Radial: FR1 = 833,82 N a) Força Resultante: Fn = = = 2.877,11 N DCL: b) Cálculo das reações: ∑MR1=0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1) = 0 R2(0.25−0.1)=+(2877.11)(0.3−0.1) 0.15R2=575.422N R2 =3836.1467N R1=−959.0367N c) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) V = 0 N M = 0 N.m Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,25) −R1+V(x)=0 V(x)= −959.0367 −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −959.0367x+95.9037 Seção 3 (0,25 ≤ x ≤ 0,3) −R1−R2+V(x)=0 V(x)= 2877.11 −R1(x−xapoio 1)−R2(x−xapoio 2)+M(x)=0 M(x)= 2877.11x−863.133 d) Momento ideal: Mi = Mi = = 162,6974 N.m e) Diâmetro do eixo: d = 2,17 d = 2,17 = 30,26 mm 2º eixo Momento: MT2 = 190 N.m Força Tangencial: FT1 = 2.753,63 N– primeiro par FT2 = 5.588,235 N – segundo par Força Radial: FR1 = 556,09 N – primeiro par FR2 = 2.105,713 N – segundo par a) DCL do plano vertical, tangencial: b) Cálculo das reações: ∑MR1 = 0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1)−F2(xforça 2−xapoio 1) = 0 R2(0.4−0)=+(2753.63)(0.1−0)+(−5588.235)(0.3−0) 0.4R2=−1401.1075N R2 =−3502.7687N R1 =668.1637N c) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) −R1+V(x)=0 V(x)= 668.1637 M = −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 668.1637x Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,3) F1−R1+V(x)=0 V(x)= −2085.4663 F1(x−xforça 1)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −2085.4663x+275.363 Seção 3 (0,3 ≤ x ≤ 0,4) F1+F2−R1+V(x)=0 V(x)= 3502.7687 F1(x−xforça 1)+F2(x−xforça 2)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 3502.7687x−1401.1075 Mmáx = 350,2769 N.m d) DCL do plano horizontal, radial: e) Cálculo das reações: ∑MR1 = 0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1)−F2(xforça 2−xapoio 1) = 0 R2(0.4−0)=+(556.09)(0.1−0)+(−2105.713)(0.3−0) 0.4R2=−576.1049N R2 =−1440.2622N R1 =−109.3608N f) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) −R1+V(x)=0 V(x)= −109.3608 M = −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −109.3608x Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,3) F1−R1+V(x)=0 V(x)= −665.4508 F1(x−xforça 1)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −665.4508x+55.609 Seção 3 (0,3 ≤ x ≤ 0,4) F1+F2−R1+V(x)=0 V(x)= 1440.2623 F1(x−xforça 1)+F2(x−xforça 2)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 1440.2623x−576.1049 Mmáx = 144,0262 N.m g) Momento fletor resultante: Mmáx = = = 378,73 N.m h) Momento ideal: Mi = Mi = = 395,5154 N.m i) Diâmetro do eixo: d = 2,17 d = 2,17 = 40,69 mm 3º eixo Momento: MT3 = 380 N.m Força Tangencial: FT1 = 5.588,235 N – primeiro par FT2 = 9.870,13 N – segundo par Força Radial: FR1 = 2.105,713 N – primeiro par FR2 = 3.719,18 N – segundo par a) DCL do plano vertical, tangencial: b) Cálculo das reações: ∑MR1 = 0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1)−F2(xforça 2−xapoio 1) = 0 R2(0.4−0)= +(−9870.13)(0.1−0)+(5588.235)(0.3−0) 0.4R2=689.4575N R2=1723.6438N R1 =−6005.5388N c) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) −R1+V(x)=0 V(x)= -6005.5388 M = −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= -6005.5388x Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,3) F1−R1+V(x)=0 V(x)= 3864.5912 F1(x−xforça 1)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 3864.5912x-987.013 Seção 3 (0,3 ≤ x ≤ 0,4) F1+F2−R1+V(x)=0 V(x)= -1723.6438 F1(x−xforça 1)+F2(x−xforça 2)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −1723.6438x+689.4575 Mmáx = 600,5539 N.m d) DCL do plano horizontal, radial: e) Cálculo das reações: ∑MR1 = 0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1)−F2(xforça 2−xapoio 1) = 0 R2(0.4−0)=+(−3719.18)(0.1−0)+(2105.713)(0.3−0 0.4R2=259.7959N R2=649.4898N R1=−2262.9568N f) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) −R1+V(x)=0 V(x)= −2262.9568 M = −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −2262.9568x Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,3) F1−R1+V(x)=0 V(x)= 1456.2232 F1(x−xforça 1)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 1456.2232x−371.918 Seção 3 (0,3 ≤ x ≤ 0,4) F1+F2−R1+V(x)=0 V(x)= −649.4898 F1(x−xforça 1)+F2(x−xforça 2)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −649.4898x+259.7959 Mmáx = 226,2957 N.m g) Momento fletor resultante: Mmáx = = = 641,7747 N.m h) Momento ideal: Mi = Mi = = 681,0718 N.m i) Diâmetro do eixo: d = 2,17 d = 2,17 = 48,77 mm Eixo de Saída Momento: MT4 = 950 N.m Força Tangencial: FT1 = 9.870,13 N Força Radial: FR1 =3.719,18 N a) Força Resultante: Fn = = = 10.547,56 N b) DCL: c) Cálculo das reações: ∑MR1=0 R2(xapoio 2−xapoio 1)−F1(xforça 1−xapoio 1) = 0 R2(0.4−0)=+(10547.56)(0.1−0) 0.4R2=1054.756N R2=2636.89N R1=7910.67N d) Cálculo do esforço cortante e momento fletor: Seção 1 (0 ≤ x ≤ 0,1) −R1+V(x)=0 V(x)= 7910.67 −R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= 7910.67x Seção 2 (0,1 ≤ x ≤ 0,4) F1−R1+V(x)=0 V(x)= −2636.89 F1(x−xforça 1)−R1(x−xapoio 1)+M(x)=0 M(x)= −2636.89x+1054.756 e) Momento ideal: Mi = Mi = = 975,0318 N.m f) Diâmetro do eixo: d = 2,17 d = 2,17 = 54,96 mm DIMENSIONAMENTO DO COMPRIMENTO DAS CHAVETAS As chavetas serão dimensionadas de acordo com a norma DIN 6885/1 abaixo Material SAE 1045 (st 60.11) e as tensões admissíveis indicadas são: adm = 60MPa adm= 50MPa 1ªChaveta Dados: Diâmetro do eixo – d = 48 mm Largura – b = 14 mm, altura – h = 9 mm e tol. Adm – t1 = 5,5 mm Toque na árvore – MT = 190.000 N.mm Força tangencial – FT = 2.753,63 N Dimensionamento do comprimento da chaveta: a) Cisalhamento 𝜏 = → lc = = = 3,93 mm b) Pressão de contato 𝜎 = → le = = = 13,12 mm O comprimento mínimo da chaveta será 15 mm 2ª Chaveta Dados: Diâmetro do eixo – d = 55 mm Largura – b = 16 mm, altura – h = 10 mm e tol. Adm – t1 = 6 mm Toque na árvore – MT = 380.000 N.mm Força tangencial – FT = 5.588,235 N Dimensionamento do comprimento da chaveta: a) Cisalhamento 𝜏 = → lc = = = 6,98 mm b) Pressão de contato 𝜎 = → le = = = 23,28 mm O comprimento mínimo da chaveta será 25 mm 3ª Chaveta Dados: Diâmetro do eixo – d = 58 mm Largura – b = 16 mm, altura – h = 10 mm e tol. Adm – t1 = 6 mm Toque na árvore – MT = 950 N.mm Força tangencial – FT = 9.870,13 N Dimensionamento do comprimento da chaveta: a) Cisalhamento 𝜏 = → lc = = = 12,34 mm b) Pressão de contato 𝜎 = → le = = = 41,13 mm O comprimento mínimo da chaveta será 42 mm SELEÇÃO DE ROLAMENTOS Confiabilidade desejada: 0,9 para cada rolamento Vida de 30.000h Eixo de entrada Forças dos mancais: Ra = 959,0367 N e Rb = 3.836,1467 N C10 = FD xD = = = 2160 x0 = 0,02; a = ; b = 1,483; RD = 0,9 e ) = 4,439 Capacidade de carga para o mancal A C10 = 959,0367 = 9.597,79 N Capacidade de carga para o mancal B C10 = 3.836,1467 = 38.391,17 N d = 30,26 mm~32 mm Tabela rolamento de rolo cônico SKF Pag. 824 2º Eixo Forças dos mancais: Rc = = 677,05 N e Rd = = 3.787,31 N C10 = FD xD = = = 1140 x0 = 0,02; a = ; b = 1,483; RD = 0,9 e ) = 4,439 Capacidade de carga para o mancal C C10 = 677,05 = 5.604,82 N Capacidade de carga para o mancal D C10 = 3.787,31 = 31.352,48 N d = 40,69 mm~45 mm Tabela rolamento de rolo cônico SKF Pag. 828 3º Eixo Forças dos mancais: Re = = 6.417,75 N e Rf = = 1.841,95 N C10 = FD xD = = = 720 x0 = 0,02 a = ; b = 1,483; RD = 0,9 e ) = 4,439 Capacidade de carga para o mancal E C10 = 6.417,75 = 46.286,26 N Capacidade de carga para o mancal F C10 = 1.841,95 = 13.284,56 N d = 48,77 mm~50 mm Tabela rolamento de rolo cônico SKF Pag. 826 Eixo de saída Forças dos mancais: Rg = 7.910,67 N e Rh = 2.636,89 N C10 = FD xD = = = 1710 x0 = 0,02 a = ; b = 1,483; RD = 0,9 e ) = 4,439 Capacidade de carga para o mancal G C10 = 7.910,67 = 73.957,4 N Capacidade de carga para o mancal H C10 = 2.636,89 = 24.652,47 N d = 54,96 mm~55 mm Tabela rolamento de rolo cônico SKF Pag. 828 SELEÇÃO DE RETENTORES Os retentores escolhidos pertencem ao catálogo SABÓ, grupo básico - modelo BRG, onde possui vedação principal de borracha com mola, proteção contra poeira, recoberto externamente com borracha. Eixo de entrada D = 32 mm Eixo de saída D = 55 mm SELEÇÃO DE ANÉIS ELÁSTICOS O catálogo CAROLFIX será usado para a seleção dos anéis elásticos Eixo de entrada D = 32 mm - Rolamento 2º Eixo D = 45 mm – Rolamento e D = 47 mm – Engrenagem 3º Eixo D = 50 mm – Rolamento e D = 55 mm – Engrenagem Eixo de saída D = 55 mm – Rolamento e D = 58 mm – Engrenagem
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