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UNIVERSIDADE FEDERAL DO PAMPA – UNIPAMPA

CAMPUS ALEGRETE

ELEMENTOS DE MÁQUINAS I

PROJETO DE UM MACACO MECÂNICO

Prof. Dr. Tonilson Rosendo

Projetistas: Alana Indah Boaventura

Jean Schuster

Rafael Brito Solane

Alegrete, Março de 2014

2

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO ................................................................................................................................... 3

2 MATERIAIS E MÉTODOS ............................................................................................................... 4

3 PROJETO DO MACACO MECÂNICO .......................................................................................... 5

3.1 Memorial de Calculos ................................................................................................................ 5

3.2 Concepção do Macaco Mecânico ........................................................................................... 6

3.2.1 Dimensionamento das Hastes .......................................................................................... 6

3.2.2. Validação do Suporte Inferior e Superior ..................................................................... 13

3.2.3 Dimensionamento do fuso .............................................................................................. 16

3.2.4 Escolha dos Elementos de Fixação............................................................................... 24

3.2.5 Validação da porca ........................................................................................................... 26

3.3 Quadro de resumo ................................................................................................................... 27

4. ANEXOS .......................................................................................................................................... 27

REFERÊNCIAS .................................................................................................................................. 28

3

1 INTRODUÇÃO

Um macaco mecânico, consiste num dispositivo utilizado para elevar carga,

através de um torque fornecido manualmente, que transforma o deslocamento

angular em deslocamento linear vertical da carga por meio de um fuso.

Os principais componentes mecânicos de um macaco são: sistema de

transmissão porca fuso, superfície de apoio superior e inferior e hastes.

Existem diversos tipos de macaco para elevação de carga, sendo os mais

comuns macacos do tipo hidráulico e macacos porca fuso, os quais podem ter

diferentes configurações.

O presente trabalho apresenta o projeto de um macaco mecânico, iniciando

pela concepção do problema, tomada de decisões, cálculos e critérios adotados, até

a realização final do projeto.

Como requisitos mínimos de projeto, temos a capacidade de carga de até

uma tonelada, um curso vertical de no mínimo 200 mm, força máxima desenvolvida

para a elevação de 222,41 Newtons e por fim todo o conjunto não pode ultrapassar

18kg. Foi optado pelos projetistas o desenvolvimento de um projeto simples e

compacto, visando uma menor complexidade na fabricação de componentes e a

utilização de matéria prima já disponível no mercado como barras com perfis em U e

um fuso de fácil obtenção que atenda as necessidades do projeto.

4

2 MATERIAIS E MÉTODOS

O projeto foi desenvolvido com base no comportamento dos elementos

mecânicos sob tensões.

Os cálculos utilizados são descritos durante o item 3, e todos foram retirados

da bibliografia mais usada para caracterização de elementos de máquinas.

Além da bibliografia, leitura de livros e projetos similares, fora utilizados

recursos para facilitar os cálculos e visualizar os resultados. Para os cálculos dos

parâmetros do projeto foi utilizado o Excel®, o que possibilitou a fácil modificação

dos parâmetros conforme as exigências necessárias.

Como recurso gráfico, foi utilizado o SolidWorks ®, para efetuar os desenhos,

as vistas e para uma melhor avaliação do processo como um todo.

5

3 PROJETO DO MACACO MECÂNICO

Para o projeto de um macacao mecânico , um série de especificações devem

ser cumpridas, por parte dos projetistas. Os fatores mais importantes para a

elaboração de um projeto desta natureza são:

Capacidade de elevação da carga

Altura máxima de abertura

Altuda mínima de fechamento

Potência de acionamento do fuso

Segurança do projeto

Materiais disponíveis

Os fatores mensionados acima são decisões que o projetista deve tomar ou

respeitar durante a execução do projeto.

3.1 Memorial de Calculos

Para o projeto em questão, o dimensionamento do macaco mecânico foi dividido em

especificações obrigatórias, os quais são parâmetros imutáveis ou minimos para

execução do projeto e especificações do projeto, sendo essas as decisões tomadas

pelos projetistas.

As especificações obrigatórias são:

Altura miníma de elevação de 200 mm;

Tamanho minímo do fuso de 200 mm;

Força máxima de 222,41 N para acionamento do fuso;

Peso máximo do dispositivo de 18 kg;

Capacidade de carga de 1000 kg;

Especificações do Projeto:

Materiais (Haste, fuso e elementos de fixação);

Tipo de perfil;

Dimensionamento do fuso;

Manivela;

Altura miníma;

6

3.2 Concepção do Macaco Mecânico

Uma vez conhecendo os requisitos mínimos obrigatórios para o

dimensionamento do macaco mecânico, parte-se para uma análise preliminar de

esforços estatícos, onde serão definidos o material e geometria do parafuso de

potência, manivela, elementos de fixação e das hastes.

3.2.1 Dimensionamento das Hastes

Para o dimensionamento das hastes existentes no projeto, tomou-se como base

uma análise estática. A seguir a figura 1 mostra esquematicamento o modelo

utilizado para análise, onde as etapas do dimensionamento são mostradas a seguir.

Figura 1. Esquema utilizado para análise estática.

Análisando o suporte superior (figura 2) onde as hastes estão fixadas temos que o

, nos permite determinar a força sendo exercida nas hastes:

9810 N

H1 H2

H1

H4

H4 H

3

H3

H2

H2

H3

H1

H4

H4 H

3

Rchão

Ff F

f

α

H1 H

2

7

Figura 2. Suporte superior.

(1)

Como o suporte superior é simétrico temos que H1=H2. Com a carga de 9810 N

sendo aplicada no centro, a equação 1 pode ser determinada da seguinte forma:

(2)

Isolando H1, da equação 2, pode-se encontrar H1 em função do ângulo de abertura

(α), conforme equação 3.

(3)

Agora com a equação 3 onde H1 está em função do ângulo de abertura (α), a tabela

1 foi implementada de tal maneira a determinar a força na haste (H1) para diferentes

ângulos de abertura do macaco mecânico.

Tabela 1. Força exercida nas haste para diferentes ângulos de abertura do macaco.

Para α de 16 a 36 graus Para α de 38 a 58 graus Para α de 60 a 80 graus

α (graus) Força na Haste (H1)

(N) α (graus)

Força na Haste (H1)

(N) α (graus)

Força na Haste (H1)

(N)

16 17795,12 38 7967,04 60 5663,81

18 15872,91 40 7630,83 62 5555,26

20 14341,26 42 7330,41 64 5457,31

22 13093,74 44 7061,02 66 5369,19

24 12059,40 46 6818,75 68 5290,21

26 11189,15 48 6600,33 70 5219,79

28 10447,92 50 6403,02 72 5157,42

30 9810,00 52 6224,53 74 5102,67

9810 N

H2 H1

8

32 9256,13 54 6062,91 75 5078,03

34 8771,57 56 5916,50 76 5055,16

36 8344,88 58 5783,87 78 5014,58

Analisando a tabela 1, temos que a força desenvolvida na haste é máxima quando o

dispositivo está em sua posição mínima, ou seja, com um ângulo de abertura de 16

graus. Tomando como base o valor máximo da força desenvolvida nas hastes, o

dimensionamento pôde ser feito.

Devido ao fato de existirem vários perfis no mercado, optou-se por trabalhar com os

perfis dobrados da empresa Gerdau, os quais já possuem medidas comerciais. A

figura 3 mostra o perfil utilizado e a tabela 2 traz suas dimensões e outras

características geométricas.

Figura 3. Perfil utilizado no dimensionamento das hastes.

Fonte: Catálogo da empresa GERDAU

Tabela 2. Características do perfil U dobrado.

Fonte: Tabela adaptada do catálogo da empresa GERDAU (x)

.

9

Para que a escolha fosse realizada de forma correta a análise de tensões na haste

foi realizada para garantir a segurança do equipamento (figura 4), abaixo segue os

calculos, bem como as considerações adotadas.

Figura 4. Haste a ser dimensionada.

Tendo em vista que a força H1 não esta sendo aplicada na linha neutra (LN) da

secção transversal da haste, temos uma combinação de tensões geradas na seção,

como mostra a figura 5.

Figura 5. Seção transversal da haste com os respetivos carregamentos sofridos

Visto pelo diagrama da figura 5 que a haste está sob estado compressivo, o que de

fato nos possibilita desprezar os efeitos dos concetradores de tensão, com isso a

partir da equação 4, temos a tensão a ser utilizada no dimensionamento.

(4)

Onde:

F= força (H1) atuante na haste;

+ Linha Neutra

=

σc σt σ

c

σc

σc= Tensão normal de compressão

σt= Tensão normal de tração

H1

H1

10

A= área da secção tranversal da haste;

Mf= momento fletor;

C= distância da fibra mais longe em relação ao centro de gravidade da secção;

I= momento de inércia do perfil;

MPa

Com a tensão encontrada, pôde-se fazer a escolha do material. Visando a

obtenção de um macaco mecânico com peso e tamanho reduzido, foi necessário a

escolha de um aço mais resistente para suportar a carga aplicada, portanto para o

dimensionamento das hastes foi utilziado o aço 1040, cuja as propriedades atende

as necessidades do sistema em questão. A tabela 2 apresenta as propriedades para

o aço escolhido.

Tabela 2. Propriedades mecânicas de alguns aços carbono.

Fonte: Tabela adaptada do catálogo da empresa GERDAU (x)

.

11

O limite de escoamento para o aço utilizado é de 415MPa, devido ao processo de

fabricação o qual é a laminação. A escolha foi feita com base na resistência a

tração, visto que o comportamento de muitos materiais, principalmente se elásticos e

isótropos, são semelhando, tanto em compressão, como em tração.

O coeficiente de segurança utilizado no dimensionamento das hastes, foi encontrado

através da equação 5.

(5)

Onde:

cs = coeficiente de segurança;

SY = limite de escoamento do material;

σ = tensão na haste.

Para o cálculo do coeficiente de segurança, a tensão utilizada foi a tensão crítica

encontrada na haste, a seguir é mostrado o cálculo do coeficiente de segurança e

seu respectivo valor.

Conforme Vidosic apud Juvinall, os valores recomendados para o coeficiente de

segurança podem variar de 1,25 a 4,00 dependendo, do grau de conhecimento

sobre material, condições de ambiente de operação e determinação das cargas e

tensões que o componente esta sujeito.

Para um material onde é conhecida as suas propriedades, o ambiente de operação

e as cargas e tensões podem ser determinadas, é recomendado um coeficiente de

segurança de 2 a 2,5, portanto para o projeto em questão onde tem-se todos os

requisitos cumpridos, pode-se afirmar que o coeficiente de segurança de 2,20

encontrado é válido, e que o dimensionamento da haste é coerente.

Para garantir a confiabilidade do projeto, foi feito também o cálculo de flambagem,

para saber se o carregamento compressivo iria ocasionar na perda de geometria da

secção.

12

Primeiramente foi encontrada a carga crítica para flambagem, através da equação 6,

em seguida encontrou-se a sua tensão crítica, conforme a equação 7. Os cálculos

são mostrados logo abaixo.

(6)

Onde:

Pcr = carga crítica para flambagem;

E = módulo de elasticidade;

I = momento de inércia;

= comprimento efetivo da coluna.

Substituindo os valores da equação 6, temos:

Após obter a carga crítica, foi encontrada a tensão crítica para flambagem, mostrada

a seguir:

(7)

Onde:

= tensão crítica para flambagem;

A = área.

O valor encontrado para a tensão crítica de flambagem é de alta magnitude

comparado com a tensão atuante no elemento em questão, mostrando-nos o correto

13

dimensionamento e escolha do material, e ainda aumentando a confiabilidade do

projeto.

3.2.2. Validação do Suporte Inferior e Superior

Para o validação da geometria do suporte superior, um análise estática foi realizada

para determinação das tensões atuates na peça, ilustrada na figura 6.

Figura 6. Suporte Superior

Tomando como base a Figura 7, temos esforços atuantes (carga) na parte superior e

esforços atuantes nos furos devido reação das hastes (juntamento com os pinos).

Figura 7. Forças atuantes no eixo x (Ff1 e Ff2)

O modelo analitico, bem como os diagramas de momento fletor e força cortante são

apresentados a seguir, com a finalidade determinar o ponto crítico da peça, e assim

processeguir a validação. Neste caso as equações da estática são utilizadas para

analise.

9810 N

H2 H1

V1 V2

R2 R1

14

Realizando o somátorio de forças nos eixos y, temos:

(8)

(9)

A seguinte hipótese de que V1=V2 foi adotada devido ao fato da carga estar

posicionada no centro da peça, com isso a equação 9 pôde ser determinada.

Para o temos:

(10)

(11)

Como H1 é máximo quando o ângulo de abertura (α) é 16 graus, então:

O figura 8 apresenta os gráficos de momento fletor e força cortante atuantes no

suporte.

Figura 8. Análise estática do suporte superior

Observando o valor encontado para R1, nota-se que o suporte está trabalhando com

esforços compressivos. O momento fletor atuante é máximo no centro do suporte,

como mostra a figura 8, o que de fato nos induz a continuar a verificação tomando

15

como base as tensões geradas devido ao momento fletor, juntamento com as

tensões compressivas causadas por R1 e R2.

Figura 9. Diagrama de forças no suporte

Para determinar a tensão resultante no suporte, as equações 12 e 13 a seguir nos

serviram como base.

(12)

(13)

Analisando as extremidade do suporte, temos que a tensão na extremidade superior

é dada pela equação 4 citada anteriormente, e tem magnitude de:

MPa

Analogamente para a extremidade inferior, temos:

(14)

Substituindo os valores encontramos na equação 14, a tensão aplicada a

extremidade inferior do suporte é:

MPa

É importante salientar que devido a flexão, uma tensão normal (compressivas e

trativas) se desenvolve sobre o suporte, o que de fato gera concentração de tensão.

Para o calculo mencionado acima foi utilizado um concetrador de tensões de 2,35,

para forças trativas gerados pela flexão. A figura 10 apresenta o ábaco de

concentrador de tensão utilizado.

+ =

σc

σt

σc

Linha Neutra

σc

16

Figura 10. Ábaco de concentrador de tensão.

Fonte: Adaptado de Shigley, 2008.

Com a tensão compressiva máxima de 48,34 MPa, o suporte utilizado no macaco

mecânico, apresenta um coeficiente de segurança descrito pela equação 5 de:

Os mesmos passo foram seguidos para a verificação do suporte inferior (figura 11),

o qual apresentou um coeficiente de segurança de 6,07.

Figura 11. Suporte inferior.

3.2.3 Dimensionamento do fuso

Assim como no dimensionamento da haste, para o fuso também foi utilizado uma

análise estática tomando como ponto crítico o ângulo de abertura onde a força na

17

direção x é de maior intensidade. A figura 12 demonstra as força atuando sobre o

ponto de fixação do fuso.

Figura 12. Fuso.

Pela figura 12 temos que o somatório das forças atuantes no componente de apoio

das hastes, onde está localizado a porca do fuso, deve ser igual a zero, obtendo

assim uma equação da força em função do ângulo α, mostrada a seguir:

(15)

Onde:

Ff = reação do fuso;

H4= força da haste 4.

Considerando H4=H1, devido ao fato das forças serem simétricas e de mesma

intensidade, temos:

(16)

Logo:

(17)

Agora com a equação 17 onde Ff está em função do ângulo de abertura da haste (α)

e da força exercida pela haste, a tabela 3 foi implementada de tal maneira a

determinar a reação no fuso (Ff) para diferentes ângulos de abertura do macaco

mecânico.

Tabela 3. Reação exercida no fuso para diferentes ângulos de abertura do macaco.

Para α de 16 a 36 graus Para α de 38 a 58 graus Para α de 60 a 80 graus

H1 H2

H4 H

3

Ff Ff F

r F

r

18

α (graus) Reação no Fuso

(Ff) (N) α (graus)

Reação no Fuso

(Ff) (N) α (graus)

Reação no Fuso

(Ff) (N)

16 34211,54 38 12556,23 60 5663,81

18 30192,08 40 11691,1 62 5216,07

20 26952,75 42 10895,11 64 4784,66

22 24280,6 44 10158,55 66 4367,69

24 22033,62 46 9473,41 68 3963,49

26 20113,48 48 8832,96 70 3570,55

28 18449,93 50 8231,57 72 3187,46

30 16991,42 52 7664,41 74 2812,97

32 15699,28 54 7127,38 75 2628,58

34 14543,92 56 6616,93 76 2445,91

36 13502,31 58 6129,97 78 2085,18

Analisando a tabela 3, temos que a reação desenvolvida no fuso é máxima quando o

dispositivo está em sua posição mínima, ou seja, com um ângulo de abertura de 16

graus. Tomando como base o valor máximo da reação desenvolvida no fuso, o

dimensionamento pôde ser feito.

Para iniciar o dimensionamento do fuso e da rosca, primeiramente foi analisado os

modelos padrões de rosca do sistema ISO através da tabela 4, que traz diferentes

dimensões de roscas padrões.

Tabela 4. Diâmetros e áreas de roscas métricas de passo grosso e passo fino

19

Fonte: Adaptado de Shigley, 2008.

Através da tabela 4, foi selecionado o intervalo de diâmetro maior nominal de 10 a

20, para analisar a rosca mais adequada ao projeto. Com os valores da tabela 4

para os diferentes diâmetros, foi feito o cálculo do torque de levantamento e

abaixamento da carga, utilizando as seguintes equações:

(18)

Onde:

Tr = torque para levantamento da carga;

F = força aplicada no fuso;

= avanço;

dm = diâmetro médio da rosca;

= coeficiente de atrito;

(19)

Onde:

20

TL = torque para rebaixamento da carga.

O atrito causado pela presença do batente, foi desconsiderado devido a questões

construtivas. A concepção do fuso foi determinada tendo em vista a diminuição do

torque necessário para a movimentação da carga, implementando um fuso com

rosca direita e esquerda, tendo assim o passo duas vezes maior, ocasionando uma

movimentação mais rápida da carga, diminuição do torque, e eliminação do batente.

A figura 13 mostra esquematicamente a concepção do fuso.

Figura 13. Concepção do fuso.

A partir das equações 18 e 19, foi determinado diferentes valores de torque para

levantamento e rebaixamento da carga, a tabela 6 traz esses valores. O coeficiente

de atrito (fuso-porca) utilizado foi de 0,15, escolhido através da tabela 5.

Tabela 5. Coeficiente de atrito para algumas combinações de pares em contato.

Fonte: Adaptado de Shigley, 2008.

21

Tabela 6. Valores encontrados do torque para levantamento e rebaixamento da carga, para

diferentes diâmetros tabelados.

Diâmetro maior nominal (mm) Torque para levantamento da

carga (Nmm)

Torque para rebaixamento da

carga (Nmm)

10 40699,30 7286,61

12 48328,48 9347,56

14 55958,08 11408,90

16 61044,97 16498,18

20 76306,21 20622,72

Para definir o comprimento da manivela, utilizou-se a norma MIL-STD-1472G, que

determina que pessoa utilizando as duas mãos, aplica em média uma força de 50 lb

(222,4 N), portanto através da equação 20 obteve-se o comprimento necessário

para transmitir o torque ao sistema.

(20)

Resolvendo a equação 20 para diferentes diâmetros de fuso, obteve-se os valores

para o comprimento da manivela, apresentados na tabela 7.

Tabela 7. Valores encontrados para comprimento da manivela.

Diâmetro maior nominal (mm) Torque para levantamento da

carga (Nmm)

Comprimento da manivela

(mm)

10 40699,30 183,00

12 48328,48 217,30

14 55958,08 251,61

16 61044,97 274,48

20 76306,21 343,10

Para dar continuidade ao dimensionamento, foi feito a análise na rosca e com base

na figura 14 observa-se a existência de uma tensão axial e uma tensão radial,

causada pela flexão no dente devido à força F, e com o movimento angular do fuso

surge um momento torsor.

22

Figura 14.Tensões atuantes na rosca.

Fonte: Adaptado de Shigley, 2008.

Para o sistema de coordenadas mostrado na figura 14, temos as seguintes

equações para as tensões na rosca:

(21)

Onde:

= Tensão atuante no eixo x;

F = força crítica do fuso;

dr= diâmetro de raiz (interno).

(22)

Onde:

= tensão atuante no eixo y;

nr = número de roscas;

p = passo da rosca.

(23)

Onde:

= tensão atuante no plano zx;

T = torque no levantamento da carga.

σx

σy

σy

σx

τxy

23

Resolvendo as equações 21, 22 e 23, é possível encontrar a tensão equivalente

através de um critério de falhas, para posteriormente fazer a escolha da rosca a ser

utilizada juntamente com a escolha do material. Devido a carga não ser distribuida

uniformemente entre os pares de rosca acoplados, estudos experimentais mostram

que o 1o par em contato carrega 38% da carga, portanto para a tensão no eixo y,

será considerado o primeiro filete para análise, utilizando a equação 24:

(24)

Os valores encontrados de σx, σy, τxy, são mostrados na tabela 8, a seguir:

Tabela 8. Valores das tensões atuantes na rosca.

Diâmetro maior nominal (mm)

σx (MPa) σy 1º filete

(MPa) τxy (MPa)

10 -602,90 1947,36 337,52

12 -414,61 1384,19 228,56

14 -302,50 1034,54 164,93

16 -222,24 886,75 113,30

20 -142,24 567,52 72,51

Após obter as tensões atuantes na rosca, foi encontrada a tensão equivalente ( )

pelo critério de falha de Von Mises, a equação 25 descreve o critério utilizado.

(25)

Os valores encontrados da tensão equivalente, são mostrados na tabela 9.

Tabela 9. Valores encontrados para tensão equivalente, em diferentes diâmetros de rosca.

Diâmetro maior nominal (mm)

Tensão Equivalente (MPa)

10 2381,50

12 1678,84

14 1247,52

16 1035,03

20 662,42

24

Com o valor da tensão equivalente, é possível fazer a escolha do material adequado

e determinar a geometria do fuso. Ao observar a tabela 9 nota-se que as tensões

equivalente são de alta magnitude, necessitando a utilização de materiais com alta

resistência mecânica. Para garantir um coeficiente de segurança dentro dos

padrões, optou-se por utilizar o diâmetro nominal do fuso de 20mm, o qual apresenta

uma tensão equivalente de 662,42 MPa.

Consultando o catálogo do fabricante Gerdau, a escolha recaiu sobre um material

equivalente ao da norma AISI 4140 temperado e revenido a 205 OC, a tabela 10

apresenta as caracteristicas mecânica do material escolhido.

Tabela 10. Características mecânica de alguns aços.

Fonte: Adaptado catálogo Gerdau.

O fuso dimensionado apresenta um coeficiente de segurança de 2,47, o que de fato

atende os critérios descritos por Vidosic apud Juvinall, mostrando que o

dimensionamento esta adequado.

3.2.4 Escolha dos Elementos de Fixação

Por permitir a desmontagem sem artifícios destrutivos, e em algumas

aplicações nos possibilitar um certo grau de liberdade, o parafuso foi utilizado na

fixação das peças que constituem o macaco macânico.

A tabela 11 apresenta os valores para parafusos de acordo com a norma ISO.

25

Tabela 11 – Propriedades dos parafusos métricos norma ISO

Fonte: Adaptado de SHIGLEY, 2008

O dispositivo em questão, devido a configuração do parafuso, está sofrendo

esforços cisalhantes. Pela equação 26 é possivel determinar a magnitude destes

esforços de maneira simplificada.

(26)

Onde:

F= força cisalhante (H1);

A= Area (considerando um parafuso 3/8 in);

= tensão cisalhante.

Substituindo os valores temos:

MPa

Pelo circulo de Mohr é possível verificar a tensão normal máxima, conforme a figura

15.

26

Figura 15. Circulo de Mohr da tensão no parafuso.

Os parafusos métricos da classe 4.6 ISO, apresentam uma resistência mínima ao

escoamento de 240MPa, o que de fato supri as necessidades do projeto em

questão.

3.2.5 Validação da porca

Utilizando uma abordagem simplificada, uma análise do estado de tensão sofrida

pela porca é mostrado na figura 16 e descrito nas equações a seguir.

Figura 16. Forças atuantes na porca.

Utilizando a equação 12, foi determinado a tensão normal atuante na porca.

H1

H1

H2

H2

27

Onde:

;

A = 20x23 mm (região sólida na porção média).

Devido a tensão ser de baixa magnitude com relação aos outros componentes, para

efeitos de fabricação o material escolhido foi o 1040, como para a maioria dos

componentes do macaco mecânico. O coeficiente de segurança é de

aproximadamente 38,53.

3.3 Quadro de resumo

Esta seção visa mapear o projeto descrito anteriormente, agrupando as

principais características do macaco mecânico na tabela 12, bem como apresentar a

concepção final do projeto.

Tabela 12 – Quadro de resumo das características principais dos componentes do projeto.

Componente Material Tensão atuante (MPa) Coeficiente de

Segurança

Hastes Aço 1040 σ = -188,63 2,20

Base Superior Aço 1040 σ = -48,34 8,58

Base Inferior Aço 1040 σ = 67,54 6,07

Porca Aço 1040 σ = 10,24 38,53

Fuso Aço 4140 σeq = 662,42 2,47

Parafuso e porca Aço baixo/médio

carbono = 113,29 -

Nota-se que o menor coeficiente de segurança do projeto é de 2,20, sendo que para

um projeto envolvendo baixo risco está dentro dos parâmetros aceitáveis.

A figura 17 apresenta a concepção final do projeto e suas características básicas.

4. ANEXOS

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REFERÊNCIAS

1 - ACO FORMA. Catálogo de Anéis de Retenção para Eixos. Disponível em: <

http://www.acoforma.com.br/din471.htm>. Acesso em: setembro de 2013.

2- AGEL. Catalogo de Retentores. Disponível em: <

http://www.agel.com.br/downloads/catalogo-retentores.pdf >. Acesso em: outubro de

2013.

3 - ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE NORMAS TÉCNICAS. NBR 6023: Informação e

documentação -Referências - Elaboração. Rio de Janeiro, 2002.

4 – FAG. Catálogo de Rolamentos Disponível em: <

http://www.irusa.com.br/catalogos/FAG/Cat%E1logo%20Geral%20FAG.pdf>. Acesso

em: outubro de 2013.

5 – GERDAU. Catálogo Manual de Aços, 2003. Disponível em: <

ftp://ftp.demec.ufpr.br/disciplinas/EngMec_NOTURNO/TM343/07catalogo_acos_gerd

au.pdf>. Acesso em: agosto de 2013.

6 – QUALINOX Catálogo Aço Carbono. Disponível em: <

http://www.qualinox.com.br/aco-carbono.htm>. Acesso em: setembro de 2013.

7 - SANTOS, A. A. Apostila de Elementos de Máquinas & Sistemas Mecânicos:

Engrenagens helicoidais, UNICAMP. Disponível em: <

http://www.yumpu.com/pt/document/view/14199229/engrenagens-helicoidais-fem-

unicamp >. Acesso em: agosto de 2013.

8 – SKF. Catálogo de Rolamentos.

9 - SHIGLEY, J. Mechanical engineering design. 8ª ed., Ed McGraw-Hill, 2008.