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PROJETO DE MÁQUINA PARA A INVESTIGAÇÃO TRIBOLÓGICA DO PAR ANEL DE SEGMENTO – CAMISA DE CILINDRO Letícia Araujo Marreiro Projeto de Graduação apresentado ao Curso de Engenharia Mecânica da Escola Politécnica, Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Engenheira. Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira Rio de Janeiro Setembro de 2016
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PROJETO DE MÁQUINA PARA A INVESTIGAÇÃO TRIBOLÓGICA DO PAR
ANEL DE SEGMENTO – CAMISA DE CILINDRO
Letícia Araujo Marreiro
Projeto de Graduação apresentado ao Curso de
Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,
Universidade Federal do Rio de Janeiro, como
parte dos requisitos necessários à obtenção do
título de Engenheira.
Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira
Rio de Janeiro
Setembro de 2016
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
DEM/POLITÉCNICA/UFRJ
PROJETO DE MÁQUINA PARA A INVESTIGAÇÃO TRIBOLÓGICA DO PAR
ANEL DE SEGMENTO – CAMISA DE CILINDRO
Letícia Araujo Marreiro
PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO
DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS
REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE
ENGENHEIRA MECÂNICA.
Aprovado por:
________________________________________________
Prof. Sylvio José Ribeiro de Oliveira, Dr.Ing. (Orientador)
________________________________________________
Prof. Flavio de Marco Filho, D.Sc
________________________________________________
Prof. José Stockler Canabrava Filho, Ph.D
Rio de Janeiro
Setembro de 2016
i
Marreiro, Letícia Araujo
Projeto de Máquina para a investigação tribológica do
par anel de segmento- cilindro - Rio de Janeiro: UFRJ /
Escola Politécnica, 2016.
XII, 70 p.: il.; 29,7 cm.
Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira
Projeto de Graduação – UFRJ / Escola Politécnica /
Curso de Engenharia Mecânica, 2016.
Referências bibliográficas: p. 42-44.
1. Tribologia. 2. Coeficiente de Atrito. 3. Projeto de
Máquinas. 4. Anel de Segmento. 5. Camisa de Cilindro. I.
Ribeiro de Oliveira, Sylvio José. II. Universidade Federal
do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Engenharia
Mecânica. III. Projeto de máquina para investigação
tribológica do par anel de segmento – camisa de cilindro
ii
“Só fazemos melhor aquilo que repetidamente insistimos em melhorar. A busca pela
excelência não deve ser um objetivo, e sim um hábito”
Aristóteles
iii
Dedico este trabalho, bem como todas as
minhas conquistas, aos meus pais Marco e
Glauce, por todo amor, força e dedicação
na minha formação como pessoa e
profissional. Este diploma é para vocês.
iv
AGRADECIMENTOS
Agradeço primeiramente aos meus pais, Marco e Glauce, pelo amor imensurável que
me deram durante toda a minha vida. Agradeço também por todos os valores que me
ensinaram. Este trabalho representa uma conquista nossa e sem o apoio de vocês, nada
disso teria sentido.
Agradeço aos meus avós, Rita, Maria (in memoriam), e José (in memoriam). A minha
avó Rita, agradeço principalmente por todo o amor, carinho e palavras de conforto nos
momentos de cansaço e desanimo. Ao meu avô José e a minha avó Maria, agradeço
principalmente pela história de vida que me passaram e por terem me dado a chance de
ter vivido um amor de avô/avó. Infelizmente vocês não estarão na plateia, mas sei que
onde quer que estejam, estão orgulhosos desta conquista.
Agradeço a todos os professores e educadores que de alguma forma contribuíram para a
minha formação como pessoa, estudante e profissional.
Agradeço ao professor Sylvio José, que não só desempenhou o papel de orientador,
como de um grande mentor. Obrigada pela incansável dedicação, apoio e confiança
durante toda a elaboração deste projeto.
Agradeço as minhas amigas de infância Julia Madeira, Priscila Aguiar, Mariana Rangel
e Débora Frazão, pela valiosa amizade e por me apoiaram não só nos meus momentos
mais difíceis, como por compartilharam comigo os de maior alegria.
Agradeço aos meus amigos da mecânica, em especial, a Larissa Lima, Anna Luiza
Tepedino, Rafaell Caldas, Rodrigo Goi e Cecília Stringuini, por terem vivido comigo
todos os possíveis sentimentos que a UFRJ pode nos proporcionar. Ao meu amigo, João
Marcos Pinho, um agradecimento especial, pelas inúmeras ajudas, além de dedicar sua
atenção e me apoiar durante todo o processo de elaboração do projeto final.
Agradeço ao meu grande amigo e companheiro de trabalho, Lucas Amorim, o qual tive
a alegria de conhecer no fim da faculdade. Todo o seu apoio, calma e conversas foram
essenciais para que eu enfrentasse esta importante etapa com sabedoria.
Não posso ressaltar como todos foram decisivos para elaboração deste projeto e em
todas as etapas acadêmicas que o antecederam.
v
Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/UFRJ como parte
dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.
PROJETO DE MÁQUINA PARA A INVESTIGAÇÃO TRIBOLÓGICA DO PAR
ANEL DE SEGMENTO – CAMISA DE CILINDRO
Letícia Araujo Marreiro
Setembro/2016
Orientador: Sylvio José Ribeiro de Oliveira
Curso: Engenharia Mecânica
Os motores de combustão interna atingiram um alto grau de eficiência. Para promover a
constante melhoria de seu desempenho, diversos estudos continuam sendo realizados
para a redução de perda por atrito. É constatado que a maior perda de energia ocorre
entre o anel de segmento do pistão e a camisa do cilindro. Com isso, para obter uma
melhor compreensão do comportamento do atrito neste conjunto, várias abordagens
experimentais estão sendo perseguidas. Neste presente trabalho é proposto um projeto
de máquina para investigação tribológica do par anel de segmento – camisa de cilindro
que busca aproximar as condições de teste das condições reais de um motor. Com o
presente modelo, é possível variar a velocidade, a carga aplicada ao corpo de prova,
bem como as condições de lubrificação. O projeto propõe que tais variantes possam ser
alteradas de forma contínua ou intermitente durante os ensaios.
Palavras-chave: Coeficiente de atrito, Tribologia, Tribômetro, Anel de segmento,
Camisa de cilindro, Pistão, Motor de combustão interna.
vi
Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of
the requirements for the degree of Mechanical Engineer.
MACHINE DESIGN FOR TRIBOLOGICAL RESEARCH OF THE PAIR
SEGMENT RING-CYLINDER LINER
Letícia Araujo Marreiro
Setembro/2016
Advisor: Sylvio José Ribeiro de Oliveira
Course: Mechanical Engineering
Internal combustion engines have achieved a high degree of efficiency. Hence to pursue
the steady improvement of its performance, several studies and experiments have been
carried out to reduce the friction loss. It had been verified that the greatest loss of
energy occurs between the piston ring and the cylinder liner. In order to get a better
understanding of the friction behavior of this set, different approaches are being
pursued. This work presents a machine design for tribological research of the pair
piston ring-cylinder liner, which seeks to approximate the test to the real conditions of
an engine. With this model of machine, it is possible to vary the sliding speed, the load
applied to the test body, and the lubrication conditions. The project proposes that such
variants can be changed continuously or intermittently during the tests.
Keywords: Fricction Coefficient, Tribology, Tribometer, Piston Ring, Cylinder Liner,
Piston, Internal Combustion Engine
vii
SUMÁRIO
Lista de Figuras .............................................................................................................. x
Lista de Símbolos ........................................................................................................... xi
1 Introdução ................................................................................................................ 1
1.1 Motivação do trabalho ....................................................................................... 1
1.2 Objetivo do trabalho e estrutura do texto ........................................................... 2
2 Revisão Bibliográfica .............................................................................................. 4
2.1 Tribologia ........................................................................................................... 4
2.1.1 Contexto Histórico ......................................................................................... 4
2.1.2 Atrito .............................................................................................................. 5
2.1.3 Desgaste ......................................................................................................... 5
2.2 Motor de Combustão Interna ............................................................................. 6
2.3 Camisa do cilindro ............................................................................................. 7
2.4 Anéis do Pistão .................................................................................................. 9
3 Projeto básico......................................................................................................... 13
3.1 Projeto Básico .................................................................................................. 14
3.2 Lista de Exigências .......................................................................................... 14
3.3 Alternativas Consideradas ............................................................................... 16
3.3.1 Movimento relativo entre cilindro e anel de segmento ....................................... 16
3.3.2 Aplicação da Carga ............................................................................................. 16
4 Projeto de detalhamento ....................................................................................... 17
4.1 Cálculos Básicos .............................................................................................. 17
4.1.1 Força de atrito máximo ................................................................................ 18
4.1.2 Cálculo da Potência do motor necessária ..................................................... 18
4.2 Cálculos e informações detalhadas de projeto ................................................. 19
4.2.1 Escolha do motor .......................................................................................... 19
viii
4.2.2 Acoplamento Flexível .................................................................................. 19
4.2.3 Cálculo da força necessária no pistão .......................................................... 20
4.2.4 Cálculo dos esforços no eixo ........................................................................ 20
4.2.5 Cálculo do diâmetro mínimo do eixo ........................................................... 23
4.2.5.1 Análise estática ......................................................................................... 23
4.2.5.2 Cálculo das tensões atuantes no eixo ........................................................ 23
4.2.5.3 Análise da Fadiga ..................................................................................... 24
4.2.5.4 Critério de Soderberg................................................................................ 24
4.2.5.5 Dimensionamento da chaveta ................................................................... 25
4.2.6 Cálculo do Rolamento do eixo ..................................................................... 26
4.2.7 Tratamento da camisa pré-ensaio ................................................................. 27
4.2.8 Fixação da camisa ........................................................................................ 28
4.2.9 Cálculo dos rolamentos do contraponto da camisa ...................................... 28
4.2.10 Escolha da Porca de retenção ....................................................................... 31
4.2.11 Regulador de Altura – Macaco Mecânico .................................................... 31
4.2.12 Análise de Flambagem das Colunas-Guia ................................................... 32
4.2.13 Cálculo do rolamento linear ......................................................................... 33
4.2.14 Corpo de prova ............................................................................................. 34
5 Considerações Finais ............................................................................................. 37
6 Referências Bibliográficas .................................................................................... 39
7 Outras referências bibliográficas não citadas .................................................... 41
Apêndice A – Catálogos ............................................................................................... 42
A.1 Motor elétrico .......................................................................................................... 42
A.2 Acoplamento Flexível .............................................................................................. 43
A.3 Rolamento do eixo ................................................................................................... 44
A.4 Placa autocentrante com 3 castanhas ....................................................................... 45
A.5 Rolamento do contraponto ....................................................................................... 46
ix
A.6 Porca de fixação do rolamento do contraponto ....................................................... 47
A.7 Arruela de trava para a porca de fixação ................................................................. 48
A.8 Atuador Pneumático ................................................................................................ 49
A.9 Macaco Mecânico .................................................................................................... 50
A.10 Cálculo das cargas atuantes no rolamento do eixo ................................................ 51
A.11 Pé Anti-vibratório .................................................................................................. 52
A.12 Diagramas para cálculo da vida do rolamento ....................................................... 53
A.13 Detalhes do anel de segmento e da camisa de cilindro .......................................... 54
A.14 Árvore de Possibilidade ......................................................................................... 55
Apêndice B – Desenho Mecânico ................................................................................. 56
x
Lista de Figuras
Figura 1 – Distribuição de atrito de um motor Otto de 4 cilindros a 2000 rpm P2
Figura 2 - Camisa de cilindro do tipo seca p8
Figura 3- Camisa de cilindro do tipo molhada p8
Figura 4 - Camisa de cilindro do tipo aletada p9
Figura 5– Parede interna de uma camisa de cilindro após o processo de
brunimento
p9
Figura 6– Representação do ângulo de brunimento p9
Figura 7- Anel de compressão: Perfis mais usuais p11
Figura 8 - Perfis de anel raspador p12
Figura 9 - Anel de óleo – Conjunto de 3 peças composto por 2 segmentos e
um espaçador
p12
Figura 10 - Montagem dos anéis no pistão p13
Figura 11 – Funcionamento básico do tribômetro p14
Figura 12 – Imagem representativa das forças atuantes p21
Figura 13 – Diagrama de esforços : 1- Diagrama de corpo livre ; 2 – Diagrama
do esforço cortante; 3 – Diagrama do momento fletor
p22
Figura 14 – Imagem ilustrativa da camisa de cilindro com adequações para
ensaio
p28
Figura 15 – Imagem ilustrativa da camisa de cilindro com adequações para
ensaio
p29
Figura 16 – Imagem ilustrativa da fixação do corpo de prova no suporte p34
Figura 17 – Imagem ilustrativa do corpo de prova p34
Figura 18 – Imagem ilustrativa do suporte do corpo de prova e suas
dimensões
p35
Figura 19 – Imagem ilustrativa da montagem do suporte do cp no atuador p35
xi
Lista de Símbolos
𝐹𝑎𝑡 Força de atrito
𝜇 Coeficiente de atrito
𝑁 Força normal
𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 Velocidade linear
𝜔 Velocidade angular
𝑅 Raio
𝜙𝑐𝑎𝑚𝑖𝑠𝑎 Diâmetro da camisa
𝑃𝑜𝑡 Potência
𝐹 Força
𝑇𝑛𝑜𝑚 Toque nominal
𝑅𝑃𝑀 Rotação
𝐹𝑐𝑝 Força aplicada ao corpo de prova
𝐹𝑝𝑖𝑠𝑡ã𝑜 Força aplicada ao pistão
𝑀𝐶𝐺 Momento no ponto do Centro de Gravidade
𝐻𝑎 Reação no ponto A
𝐻𝑏 Reação no ponto B
𝐹𝑆 Fator de Segurança
𝐸 Módulo de Elasticidade
𝑆𝑦 Resistência ao escoamento
𝜎𝑟 Limite de resistência a tração
𝐾𝑓𝑚 Fator de forma devido ao momento
𝐾𝑓𝑡 Fator de forma devido ao torque
𝑇𝑚á𝑥 Torque máximo
𝑇𝑚𝑖𝑛 Torque mínimo
𝜎𝑛 Limite de resistência do corpo de prova a fadiga
𝐾𝑎 Fator de acabamento superficial
𝐾𝑏 Fator de forma
𝐾𝑐 Fator de confiabilidade
𝐾𝑑 Fator de temperatura
𝐾𝑒 Fator de concentração de tensão
xii
𝐾𝑓 Fator de flexão
𝜎�̿� Limite de resistência a fadiga
𝐹𝑆𝑐𝑖𝑠 Fator de segurança quanto ao cisalhamento
𝜏𝑟 Limite de resistência ao cisalhamento
𝑙 Comprimento da chaveta
𝑡 Espessura da chaveta
𝑏 Largura da chaveta
𝐹𝑆𝑒𝑠𝑚 Fator de segurança quanto ao esmagamento
𝐿𝑛𝑎 Vida nominal ajustada
𝑎1 Fator de ajuste de vida para confiabilidade
𝑎𝑆𝐾𝐹 Fator de ajuste de vida do fabricante, quanto ao material e condições
de funcionamento
𝐶 Capacidade de carga dinâmica do rolamento
𝑑𝑚 Diâmetro médio
𝑣1 Viscosidade cinemática
𝜂𝑐 Indice de contaminação do ambiente de operação
𝑃 Carregamento do rolamento
𝑃𝑢 Carregamento máximo quanto a fadiga
𝐹𝑐 Força crítica
𝐿 Comprimento da coluna
𝑘 Raio de giro
𝐴 Área da seção transversal
1
1 Introdução
1.1 Motivação do trabalho
O motor de combustão interna atingiu um elevado grau de eficiência depois de 100
anos de história de desenvolvimento, junto com combustíveis líquidos que fornecem um
sistema de acionamento com alta energia e potencia disponível. O desejo de mobilidade
individual combinada a disponibilidade limitada de combustíveis fósseis faz com que a
eficiência dos motores de combustão interna ainda seja objeto de investigação e
constante desenvolvimento. Com isso, na indústria automobilística, esforços
significativos estão sendo feitos para diminuir o consumo de combustível e de óleo para
motor. Além de economizar recursos, também proporciona uma redução na emissão de
CO2 , que é importante, devido aos ,cada vez mais rigorosos, regulamentos ambientais.
A redução de atrito, oriundo do funcionamento do motor, oferece grande potencial
de poupança de combustível. Além dos locais de apoio de virabrequins, biela e a ligação
entre biela e o virabrequim, o grupo de pistão, que consiste no pistão e os anéis de
segmento, são em grande parte responsáveis pelas perdas de atrito interno no motor.
Simultaneamente o grupo do pistão representa um sistema de vedação complexo, visto
que três fluidos diferentes (óleo do motor, combustível e gás da câmara de combustão)
interagem por meio de vazamento ou de mistura direta na zona do êmbolo, como no
caso da injeção direta de combustível. Isso pode ocasionar efeitos secundários
indesejáveis como emissão de óleo para o gás de escape, entrada de combustível para
dentro do óleo do motor ou fuligem excessiva.
A redução de atrito, mantendo a função de vedação, é, portanto, um ponto de trade-
off no avanço da montagem do pistão. Os anéis de segmento como elementos de
vedação são grandes contribuintes para as perdas por atrito no grupo do pistão. O seu
comportamento de atrito e de desgaste é, em grande parte, determinada pela distribuição
de lubrificante entre a superfície do anel e a parede do cilindro.
A otimização do atrito de componentes submetidos a grandes esforços proporciona
uma contribuição significativa para a melhoria do funcionamento do motor. A figura 1
abaixo apresenta a distribuição das perdas por atrito em um motor Otto. Neste trabalho
será dado foco ao conjunto anel de segmento-camisa de cilindro, uma vez que o
conjunto do pistão é o responsável por proporcional maior perda por atrito. [1]
2
Figura 1 – Distribuição de atrito de um motor Otto de 4 cilindros a 2000 rpm [1]
1.2 Objetivo do trabalho e estrutura do texto
Tendo apresentado acima a importância da otimização do desempenho dos
motores de combustão interna, bem como o foco na redução de atrito do grupo do
pistão, o presente trabalho propõe um projeto de máquina para ensaios tribológicos do
anel de segmento e camisa de cilindro, com um vasto campo de variantes, a fim de ser
possível analisa-los para diferentes motores.
Neste trabalho busca-se projetar uma máquina capaz de submeter um anel de
segmento, sob a ação de uma força contra uma camisa de motor, a qual, por sua vez,
também está sujeita a uma rotação.
O projeto eletrônico de coleta, leitura e interpretação de sinais não está englobado
neste trabalho, o qual teve foco inteiramente no projeto mecânico. A interface homem-
máquina ainda a ser desenvolvida pode ser apresentada futuramente em outro projeto.
No Capítulo 2 é apresentada uma revisão da literatura englobando alguns
conceitos de tribologia, como atrito, lubrificação e desgaste, bem como o seu contexto
histórico. Além disso, apresenta uma breve revisão teórica sobre motores de combustão
interna e os componentes neste trabalho focados: anéis de pistão e camisa de cilindro.
O Capítulo 3 apresenta o projeto básico. Nele são apresentadas as premissas do
projeto, bem como o funcionamento da máquina. É destacada a lista de exigência, que
48%
8% 4%
14%
13%
13%
Grupo do Pistão
Mancais
Bomba de óleo
Válvulas do motor
Virabrequim
Correia de Transmissão
3
engloba a escolha do conjunto camisa-anel de segmento a ser testado, bem como a
rotação da máquina e intervalo de força que o corpo de prova estará submetido.
O Capítulo 4 apresenta o projeto de detalhamento. Nesta seção é possível
encontrar informações mais específicas quanto ao dimensionamento e detalhamento da
máquina aqui proposta. Este capítulo contempla todas as informações técnicas
necessárias para garantir o cumprimento da lista de exigências.
O Capítulo 5 apresenta um resumo do projeto aqui apresentado e as suas
considerações finais. Destacam-se aspectos práticos, tecnológicos e relacionados a
custos, além de um possível escopo para trabalhos futuros.
O Capítulo 6 apresenta as referências utilizadas para a elaboração deste trabalho.
No apêndice é possível encontrar os catálogos referentes às peças a sem compradas,
bem como o desenho de conjunto mecânico da máquina.
4
2 Revisão Bibliográfica
2.1 Tribologia
2.1.1 Contexto Histórico
O termo “Tribologia” (do grego ‘tribo’: esfregar, atritar, friccionar, e ‘logos’:estudos)
foi criada em 1966 por P. Jost definido como “a ciência e tecnologia da interação de
superfícies em movimento relativo e de temas e práticas relacionadas” [2]. O estudo de
Jost é considerado o início formal da tribologia, a qual está relacionada
A tribologia era conhecida informalmente pelos egípcios, que tinham perceberam que a
lubrificação ajudava a minimizar o atrito durante o transporte, como pode ser constatado
em pinturas descobertas nas ruínas de Nínive e Babilônia [3].
Entretanto, o estudo sistemático do atrito começou realmente com as obras de Leonardo
da Vinci (1452-1519), quem foi capaz de demostrar a relação entre a força de atrito e a
força normal conforme equação:
𝐹𝑎𝑡 = 𝜇 ∗ 𝑁 (2.1)
Assim estabeleceu-se a primeira lei do atrito, que afirma que a força de atrito é
proporcional a força normal, e a mesma independe da velocidade de escorregamento.
Em 1699, o físico francês Guillaume Amontons estabeleceu a segunda lei clássica do
atrito: a força de atrito é independente da área de contato aparente. Com as duas leis
constatadas por Guillaume e Da Vinci, pode-se afirmar que o atrito comporta-se como
um contato elástico. Em 1785, estas leis foram confirmadas pelo físico Charles
Augustin de Coulomb, quem também foi capaz de distinguir o atrito estático do
dinâmico, observando que a força para manter um corpo em movimento era menor que
a necessária para tirá-lo da inércia.
Com isso, podemos resumir que a tribologia consiste basicamente no estudo do atrito ,
desgaste e da lubrificação. Nas seções a seguir, é possível encontrar uma breve
descrição destes tópicos separadamente.
5
2.1.2 Atrito
O atrito é geralmente definido como a resistência ao movimento relativo de duas
superfícies e é dividido entre atrito dinâmico e cinético.
Atrito estático atua quando não há deslizamento entre os corpos, ou seja, é o atrito a ser
vencido antes que o corpo entre em movimento. Por isso, a força de atrito estática
máxima corresponde a força mínima necessária para um corpo se movimentar. Atrito
dinâmico, por sua vez, atua quando há deslizamento entre os corpos.
A relação proporcional entre a força de atrito e a força normal é designada pelo
coeficiente de atrito µ, o qual fornece informações sobre as condições de atrito do
corpo-superfície, e é descrita conforme a equação:
𝐹𝑎𝑡 = 𝜇 𝐹𝑁 (2.2)
2.1.3 Desgaste
Desgaste pode ser definido como a perda progressiva de material devido ao movimento
relativo entre aduas superfícies ou uma superfície e uma substância.
A medição do desgaste pode ser feita a partir da perda de massa, medida em um período
de tempo determinado, utilizando balanças analíticas ou através da medição de
rugosidade da regiãodesgastada. A área do desgaste também pode ser avaliada com o
auxílio de microscópio (ótico ou eletrônico de varredura).
O desgaste pode ser caracterizado por 4 mecanismos diferentes: adesivo, abrasivo,
fadiga superficial e corrosivo.
O desgaste adesivo acontece principalmente em superfícies metálicas que ao entrar em
contato e interagirem, criam ligações químicas do tipo Van der Waals, entre os picos,
provocando a sua aderência[4]. Desta forma, após a aderência, quando um corpo
deslizam sobre o outro, há a retirada de material.
O desgaste abrasivo consiste na perda de material devido a partículas rígidas que são
forçadas contra uma superfície [7]. É um desgaste de caráter mecânico e de acordo com
a intensidade pode ser classificado como riscamento, sulcamento ou microusinagem.[8]
6
Fadiga superficial é associada a carregamentos cíclicos ,como por exemplo, os que
acontecem em mancais de rolamentos e em dentes de engrenagem [6]. O surgimento de
trincas é um sinal de desgaste por fadiga superficial. Elas surgem devido ao
carregamento, e vão se propagando em direção à superfície. Após um certo número de
ciclos, as trincas ramificadas em torno de uma região criam condições para a retirada de
material,[11].
O desgaste corrosivo acontece através da interação química de uma superfície com o
meio externo. Em condições de operação com possibilidade de desgaste corrosivo, pode
ocorrer em conjunto desgaste adesivo, dificultando muitas vezes a identificação e
definição do tipo de desgaste. [6]
2.2 Motor de Combustão Interna
O motor de combustão interna é uma máquina térmica onde o combustível é queimado
no interior do cilindro motor. Ele é composto por partes fixas ( bloco, cárter e cabeça
do motor) e partes móveis ( cambota, pistão, biela e árvore de comando de válvulas).
O bloco é o local onde o cilindro, também conhecido como camisa, é alocado. Carter é
o recipiente que protege e assegura a lubrificação principalmente das partes móveis,
como no caso do motor de 4 tempos. A cabeça do motor é a parte superior que cobre o
bloco, onde as velas de ignição e válvulas de admissão e expulsão ficam localizadas.
Quanto às partes móveis, a cambota é o componente responsável pela transformação do
movimento retilíneo do pistão em movimento circular. Desta forma, o mesmo fica
conectado ao volante, responsável por transferir energia mecânica a caixa de
velocidades. O pistão é a peça cilíndrica, normalmente feita de alumínio, que se move
no interior do cilindro devido à combustão que ocorre na câmara de combustão. A
árvore de comando de válvulas é o mecanismo que regula a abertura e fechamento das
válvulas. Por fim, a biela é o componente que liga o pistão à cambota. [13]
Um motor de 4 tempos apresenta uma sequência de operações distribuídas em 4
movimentos do êmbolo que constituem um ciclo. Cada ciclo corresponde a uma
explosão. Um ciclo de 4 tempos constitui em um processo de admissão, onde a válvula
de admissão é aberta e a de escape fechada, forçando o pistão a descer até o ponto morto
inferior enquanto a mistura ar-combustível é admitida. Em seguida, no estágio de
7
compressão, ou também conhecido 2º tempo, as válvulas de admissão e escape
permanecem fechadas, enquanto o pistão, por efeitos da energia cinética, sobe,
comprimindo a mistura ar-combustível. Um pouco antes de o pistão atingir o ponto
morto superior, uma centelha é gerada pela vela de ignição que provoca a explosão da
mistura. A temperatura e pressão elevam-se atingindo seu valor máximo e o pistão é
empurrado para baixo. Este movimento é conhecido como o terceiro tempo, a explosão.
Por fim, antes de o pistão ter atingido o ponto morto inferior, a válvula de escape é
aberta e os gases resultantes da explosão são liberados.
Os motores de movimento alternativo normalmente podem ser dispostos de 3 formas:
em linha, em V ou opostos. Além disso, a temporização dos cilindros é combinada de
tal forma a haver um cilindro sempre em explosão.
Nas seções a seguir será abordado em maiores detalhes a camisa do cilindro e os anéis
do pistão, elementos em foco neste projeto.
2.3 Camisa do cilindro
A camisa do cilindro é um elemento que compõe a estrutura do bloco do motor,
proporcionando a criação de um sistema fechado a fim de aprisionar os gases em
expansão e auxiliar no funcionamento do motor. Ela mantém a câmera vedada e é
responsável pela troca térmica do calor gerado no interior da câmara de combustão com
o fluido refrigerante (água ou ar). Como visto na seção 2.3., em motores de combustão
interna de 4 tempos, temos as etapas de admissão, compressão, explosão e expulsão da
mistura ar-combustível. Esta mistura ao ser admitida para dentro do cilindro, entrará em
combustão espontânea após ser comprimida, no caso de combustíveis a base de diesel,
ou por intermédio de uma vela de ignição, que gera uma centelha e provoca a explosão,
no caso de combustíveis a base de gasolina e álcool. É interessante que a explosão
ocorra dentro de um sistema inteiramente vedado a fim de que a energia gerada seja
suficiente para impulsionar o pistão para baixo e assim sucessivamente, de forma a
movimentar o eixo virabrequim, garantindo a transformação da energia em movimento.
As camisas podem atingir temperaturas na ordem de 300oC[14], tornando um sistema de
arrefecimento adequado indispensável. A categorização dos cilindros se dá de acordo
com a forma de troca de calor entre eles e o fluido de refrigeração. As camisas podem
8
ser encontradas nos tipos secas, molhadas ou aletadas. As camisas secas e molhadas
são utilizadas em motores refrigerados a água. As camisas secas não possuem contato
direto com a água e são mais utilizadas em reaproveitamento de blocos.
Figura 2 - Camisa de cilindro do tipo seca [36]
Já as camisas molhadas possuem as suas paredes externas em contato direto com a água.
Neste caso, a vedação externa é importante e é realizada por anéis de vedação do tipo o-
ring posicionados na parte superior e inferior da camisa.
Figura 3 - Camisa de cilindro do tipo molhada [36]
Em motores refrigerados a ar utilizam-se camisas aletadas, a qual contém aletas na parte
externa a fim de aumentar a sua área de contato para acelerar o processo de troca de
calor entre a camisa e o ar. Como a mesma possui as aletas localizadas no corpo da
camisa, a montagem é feita pela parte inferior, que se apoia no bloco e pela parte
superior, que se apoia no cabeçote. Com isso, as mesmas não exigem o uso de anéis de
vedação, já que ela é garantida por estes apoios.
9
Figura 4 - Camisa de cilindro do tipo aletada[36]
O acabamento superficial da parede do cilindro é obtido através do brunimento, que tem
como objetivo remover os riscos horizontais deixados na camisa após a usinagem,
permitindo com que o cilindro possua um acabamento final, com ângulo de brunimento
(recomenda-se uma faixa de 40o a 65
o) [15][16] e rugosidade uniformes. Além disso,
este acabamento é de extrema importância para um bom desempenho e durabilidade do
motor, uma vez que uma de suas funções é reter o óleo lubrificante na parede do
cilindro, o que influencia no amaciamento do motor, consumo de óleo e desgaste dos
anéis.
Figura 5 [ à esquerda] – Parede interna de uma camisa de cilindro após o processo de brunimento/ Figura
6 [à direita] – Representação do ângulo de brunimento [36]
2.4 Anéis do Pistão
Os anéis de pistão são basicamente retentores metálicos com duas funções
essenciais para o funcionamento do motor de combustão interna: manutenção dos gases
pressurizados na parte superior do pistão e a manutenção do óleo aprisionado na parte
10
inferior do pistão [17] . Esta segunda função é responsável pela diminuição do consumo
de óleo lubrificante e consequentemente na emissão de poluentes resultantes desta
queima, atendendo assim, às exigências dos regulamentos ambientais. [18]
O sistema tribológico que envolve os anéis de segmento de um veículo automotivo
envolve alta complexidade, já que o mesmo sofre altas cargas alternadas, (subida e
descida do pistão) e velocidade variável e cíclica durante toda a sua vida útil. As
superfícies dos anéis de segmento possuem acabamentos superficiais desiguais e se
modificam ao longo do seu período de trabalho. Também estão submetidas a partículas
resultantes da combustão do motor, temperaturas adversas e estão sujeitas a
contaminação por poeira e água. Todos estes parâmetros desempenham um papel
importante na vida útil dos anéis e no seu funcionamento correto.
Como dito anteriormente, o anel é responsável pela vedação dos gases da câmara
de combustão [19], controle do filme de óleo lubrificante na parede do cilindro e serve
como elemento de transmissão de calor do pistão para a área refrigerada do cilindro.
Além disso, atuam na limitação e regulagem do consumo de óleo do motor
Com isso, os anéis do pistão tem sido objeto de estudo para desenvolvimento de
soluções que visem o aumento constante do rendimento dos motores alternativos [20].
Os anéis podem ser divididos em:
Anel de compressão (Primeiro anel): São responsáveis por efetuar até 80% da
vedação da câmara de combustão, evitando assim, a passagem de gases da
combustão para o cárter. Ele desempenha um papel importante, pois os resíduos
da combustão presentes nestes gases degradam as propriedades do óleo
lubrificante e podem aderir sob forma de depósitos nas canaletas dos pistões
[21], o que ataca os anéis e cilindros provocando desgastes consideráveis e
consequentemente aumentando a fuga de gases da câmara de combustão para o
cárter de óleo. [22] O primeiro anel é conhecido como corta fogo e o segundo,
anel de estanqueidade.
11
Figura 7 - Anel de compressão: Perfis mais usuais [36]
Anel Raspador (Segundo anel): É responsável pela raspagem do excesso de
óleo lubrificante das paredes do cilindro. Sua segunda função é de auxiliar o
primeiro anel
Figura 8 - Perfis de anel raspador [36]
Anel de óleo: Este anel é responsável por devolver o excesso de óleo para o
cárter .Para facilitar a manutenção, ele pode ser composto por até 3 peças,
proporcionando melhor estabilidade no controle do filme de óleo e melhorando
12
a retirada do óleo pelos furos de lubrificação do pistão. No caso mais usual, de
3 peças, o conjunto é formado por dois segmentos e um espaçador.
Figura 9- Anel de óleo – Conjunto de 3 peças composto por 2 segmentos e um espaçador [36]
Os anéis são montados dentro dos canaletes dos pistões. A face externa do anel
conhecida como face de trabalho, é a parte que fica em contato com a camisa do motor.
A montagem errada e ou invertida dos anéis pode provocar falhas prematuras,
impossibilitando que os anéis cumpram as suas funções. Além da montagem incorreta,
outros fatores como lubrificação insuficiente, partículas estranhas e irregularidades nas
face de trabalho implicam em falhas prematuras. Por isso, é o processo de montagem
dos anéis no pistão é um momento extremamente importante. É sugerido que os anéis e
os pistões sejam limpos antes da pré-montagem, bem como as peças devem ser
mantidas em local limpo, a fim de evitar contato com partículas estranhas que possa se
alojar nos canaletes e implicar no mal funcionamento dos anéis.
A montagem é iniciada a partir do 3o canalete, começando pelo conjunto do anel de
óleo. Em caso de um de óleo de 3 peças, primeiramente é alojado o anel fino inferior,
seguido do espaçador e do anel fino superior. Depois, monta-se o anel raspador no
segundo canalete, seguido do anel de compressão no primeiro canalete.
13
Figura 10 - Montagem dos anéis no pistão [36]
3 Projeto básico
Essa seção apresenta as premissas do projeto, isto inclui o método de
funcionamento o tribômetro, bem como a lista de exigências e por último é feito uma
análise da árvore de possibilidades, nas quais é possível visualizar todas as opções
construtivas do projeto. O objetivo do estudo nesta seção é definir a primeira fase do
14
projeto, referente as exigências do mesmo, seguido da busca das alternativas para
concepção, comparação e finalmente, escolha do melhor método.
3.1 Projeto Básico
O projeto visa criar uma máquina para obter resultados a partir da análise de
material desgastado, calor gerado na superfície e o coeficiente de atrito entre o corpo de
prova e o cilindro. Com isso, o projeto básico consiste em uma máquina para ensaios
tribológicos cujos experimentos são feitos a partir do movimento rotativo de uma
camisa de cilindro de um motor e de um corpo de prova de anel de segmento
pressionado contra a parede do cilindro.
O projeto da máquina aqui proposto foi baseado no motor SCANIA G440,
entretanto, é capaz de testar qualquer camisa de cilindro cujo o diâmetro seja entre 126 e
146 mm, o que representa uma gama de motores para caminhões, envolvendo cavalos
para auto-tanques, baú de alumínio, graneleira, tanque de gás, entre outros.
Figura 11 – Funcionamento básico do tribômetro
3.2 Lista de Exigências
A lista de exigências apresenta todos os requisitos para a construção da máquina.
As exigências foram definidas são de modo a conferir uma vasta gama de combinações
de variantes, a fim de adaptar o teste a diversos cenários, incluindo o cenário mais
aproximado ao real. Segue abaixo a lista de exigências:
15
Tabela 1 – Lista de exigências
Para a montagem do projeto, escolheu-se o motor SCANIA G440 Opticruise,
muito utilizado em carretas que puxam auto-tanques de grande porte, conhecidos como
bi-trem.
O motor apresenta 6 cilindros em linha, com injeção direta e 4 válvulas por
cilindro. Possui uma potência máxima de 440 HP a 1900rpm. Cada cilindro possui um
curso de 160mm e diâmetro interno de 130mm.
Durante o projeto verificou-se a necessidade da lubrificação das amostras para a
realização de testes com lubrificantes, já que neste projeto não engloba um sistema de
lubrificação automática.
Além disso, verificou-se a necessidade de um inversor de frequência, para
permitir um acionamento de velocidade variável para o motor instalado na máquina,
proporcionando assim, diferentes velocidades possíveis para a camisa em teste. O
inversor não foi incorporado no desenho do projeto da máquina, já que nele só foram
expressos equipamentos mecânicos propriamente ditos. Para este projeto recomenda-se
o inversor de frequência WEG- CFW-11, modelo apropriado para operar em conjunto
com o motor escolhido (Seção 4.2.1). É indicado que a sua instalação dele seja feita em
local próximo a máquina, de preferência na parede anexa a mesa de teste.
Descrição Exigência
Rotação mínima da camisa 600 RPM
Rotação máxima da camisa 3000 RPM
Diâmetro mínimo da camisa 126 mm
Diâmetro máximo da camisa 146 mm
Carga mínima aplicada ao anel de
segmento 10 N
Carga máxima aplicada ao anel de
segmento 100 N
Altura mínima da camisa para teste 75 mm
Altura máxima da camisa para teste 110 mm
16
3.3 Alternativas Consideradas
Primeiramente para esta etapa do projeto, foi elaborada uma árvore de
possibilidades, que nos fornece um melhor esclarecimento das várias possibilidades de
resolução dos diferentes sistemas da máquina. Em seguida, é possível encontrar as
alternativas escolhidas para a concepção do projeto da máquina de ensaios tribológicos.
No apêndice 14, é possível encontrar a árvore, onde são apresentadas as soluções
consideradas para os diferentes sistemas necessários para o tribômetro.
3.3.1 Movimento relativo entre cilindro e anel de segmento
Primeiro, foi necessário definir qual das partes do tribômetro iria se movimentar
e qual ficaria fixa, o cilindro ou o corpo de prova do anel. Esta primeira decisão recaiu
sobre tornar o corpo de prova o elemento fixo, já que o mesmo deveria também aplicar
uma força contra a parede do cilindro. Com isso, a combinação de movimento e
aplicação de carga, tornaria a concepção desta máquina mais complexa e trabalhosa.
Assim, a escolha da camisa como o elemento motor, a segunda decisão foi feita quanto
ao tipo de movimento: linear ou rotativo. Visando ser ao máximo fiel às condições
normais de funcionamento de um motor de combustão interna, o curso deveria
representar algo em torno de 150 mm. A escolha do movimento do tipo rotativo levou-
se em conta principalmente os efeitos de vibração que seriam gerados a partir do
movimento linear. Além disso, o movimento rotativo permite com mais facilidade a
realização de testes em altas velocidades.
3.3.2 Aplicação da Carga
Para que haja força de atrito, é necessário que dois corpos estejam em contato e
que uma carga normal seja aplicada. Como foi visto na seção 3.2, a carga a ser aplicada
deve ser variável (10 - 100N), o que permite uma grande possibilidade de aplicações.
Como pode ser visto na árvore de possibilidades, as opções disponíveis incluem
o sistema pneumático, hidráulico e implementação de pesos.
O sistema de implementação de pesos, apesar de ter baixo custo e ser um sistema
simples de operar, exige que o operador da máquina possua diferentes pesos, para que a
gama de testes seja grande. Além disso, também apresenta como desvantagem o
aumento da chance de erro humano, já que o sistema seria manual, dependendo assim
17
do desempenho do operador. Apesar do sistema de implementação de pesos ser
conhecido por sua simplicidade, a construção do mesmo neste projeto apresentaria ser
complexidade, já que a aplicação da carga normal é feita na direção horizontal e não na
vertical, como na maioria das aplicações que utilizam este tipo de sistema.
O sistema do tipo hidráulico apresenta boa precisão e estabilidade (velocidades
uniformes e baixas), proporcionando assim alta confiabilidade, entretanto, possui um
custo médio/alto de implementação, bem como apresenta um elevado custo de
manutenção e necessidade de espaço para implementação. Por fim, além de todas as
desvantagens acima apresentadas, a forma de aplicação do tipo hidráulica utiliza como
fluido de trabalho óleo, que é poluente e inflamável o que exige um processo segregado
para descarte apropriado. Também está sujeito a perdas por vazamentos, são altamente
sensíveis a temperatura e necessitam reposição constante.
A decisão final então foi feita sobre o sistema pneumático. A escolha recaiu
sobre um atuador pneumático por diversas razões como a facilidade de implementação,
robustez de seus componentes, o que torna o sistema pouco sensível a vibrações e
golpes, fluido de trabalho não poluente, alta disponibilidade no mercado, além da
facilidade de manutenção e baixo custo.
4 Projeto de detalhamento
No projeto de detalhamento é possível desenhar a proposta de seleção dos componentes
da máquina de ensaios, bem como determinar e analisar as cargas e esforços aplicados
aos componentes da mesma.
4.1 Cálculos Básicos
Nesta seção serão apresentados os cálculos básicos para definição das preliminares do
projeto, além dos cálculos básicos de elementos de máquina para análise da região de
contato do anel de segmento-cilindro.
18
4.1.1 Força de atrito máximo
A partir da lista de exigências definida na seção 3.2 , temos definido como a força
máxima aplicada ao corpo de prova igual a 100N. A partir deste dado, e considerando o
pior cenário quanto ao coeficiente de atrito, i.e., 𝜇 = 1 , temos a força de atrito máximo.
𝐹𝑎𝑡𝑚á𝑥 = 𝜇 ∗ 𝐹𝑁 . : 𝐹𝑎𝑡𝑚á𝑥 = 1 ∗ 100
𝐹𝑎𝑡𝑚á𝑥 = 100𝑁
Portanto, a força de atrito máxima é de 100 N.
4.1.2 Cálculo da Potência do motor necessária
A partir da rotação pré-determinada pela lista de exigências, é possível calcular a
potencia necessária do motor a ser instalado na máquina. Sabendo que o motor deve
fornecer a camisa uma rotação no intervalo de 600-3000 RPM, será utilizado um motor
com rotação nominal de 1145 RPM.
Com isso, a velocidade linear do motor é dada por:
𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 = 𝜔 ∗ 𝑅
𝜔𝑚𝑖𝑛 = 600 𝑅𝑃𝑀 .: 𝜔𝑚𝑖𝑛 = 600 ∗ 2𝜋
60
𝑟𝑎𝑑
𝑠 → 𝜔𝑚𝑖𝑛 = 62,83 𝑟𝑎𝑑/𝑠
𝜔𝑚á𝑥 = 3000 𝑅𝑃𝑀 .: 𝜔𝑚á𝑥 = 3000 ∗ 2𝜋
60
𝑟𝑎𝑑
𝑠 → 𝜔𝑚á𝑥 = 314,16 𝑟𝑎𝑑/𝑠
Sabendo que:
𝜙𝑐𝑎𝑚𝑖𝑠𝑎 = 130 𝑚𝑚 → 𝑅 = 65 ∗ 10−3 𝑚
Temos que:
𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚𝑖𝑛 = 𝜔𝑚á𝑥 ∗ 𝑅 . : 𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚𝑖𝑛 = 4,08 𝑚/𝑠
𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚á𝑥 = 𝜔𝑚á𝑥 ∗ 𝑅 . : 𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚á𝑥 = 20,42 𝑚/𝑠
19
Com os limites de velocidade linear e a força de atrito máxima calculados, é possível
determinar a potência de projeto requerida:
𝑃𝑜𝑡 = 𝐹 ∗ 𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟
𝑃𝑜𝑡 = 𝐹 ∗ 𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚𝑖𝑛 → 𝑃𝑜𝑡𝑚𝑖𝑛 = 100 𝑁 ∗ 4,08𝑚
𝑠= 408 𝑊 . : 𝑃𝑜𝑡𝑚𝑖𝑛
= 0,408 𝑘𝑊 (~0,547 𝐻𝑃)
𝑃𝑜𝑡 = 𝐹 ∗ 𝑣𝑙𝑖𝑛𝑒𝑎𝑟 𝑚á𝑥 → 𝑃𝑜𝑡𝑚á𝑥 = 100 𝑁 ∗ 20,42𝑚
𝑠= 2042 𝑊 . : 𝑃𝑜𝑡𝑚á𝑥
= 2,042 𝑘𝑊 (~ 2,74𝐻𝑃)
4.2 Cálculos e informações detalhadas de projeto
Nesta seção do projeto são apresentados todos os cálculos e informações detalhadas do
projeto concebido a partir da lista de exigência e dos cálculos básicos apresentados na
seção anterior, a fim de justificar as escolhas feitas ao longo do projeto.
4.2.1 Escolha do motor
Em posse das informações obtidas na seção 4.1.2., temos que a potência máxima
requerida pelo projeto é de aproximadamente 2,74 HP. Com isso, o motor selecionado
foi o motor elétrico de 6 polos, W21- Multimontagem. Ele tem uma potência de 3.0 HP,
com uma rotação nominal de 1145 RPM, considerando escorregamento de 4,58%.
No apêndice A.1, é possível encontrar a ficha técnica do motor escolhido.
4.2.2 Acoplamento Flexível
O acoplamento flexível é um conjunto formado por dois cubos do mesmo material,
podendo ser, por exemplo, alumínio, ferro fundido ou aço, para prover resistência e um
elemento flexível, o que o torna torcionalmente flexível. Seu papel principal é conectar
e transmitir energia de um eixo direcionado a outro acionado. Entretanto, o acoplamento
flexível também tem como funções a absorção de desalinhamentos e choques
mecânicos, além de redução de vibrações e ruídos. Para seleção do acoplamento
flexível, primeiro é importante calcularmos o torque nominal.
Os cálculos para a seleção do acoplamento flexível devem ser feitos levando em conta o
pior cenário de funcionamento, que ocorre na menor rotação operacional. Portanto, eles
20
serão feitos considerando uma rotação de 600 RPM. Sabendo que o motor tem que
transmitir uma potência máxima de 2,74 HP, temos que :
𝑇𝑛𝑜𝑚 = 𝑃𝑜𝑡
𝑅𝑃𝑀∗
60
2𝜋 → 𝑇𝑛𝑜𝑚 =
2042 𝑊 ∗ 60
600 𝑅𝑃𝑀 ∗ 2𝜋
𝑇𝑛𝑜𝑚 = 32,49 𝑁𝑚
Logo, o acoplamento selecionado foi o do fabricante KTR, modelo ROTEX GS 92ShA
de alumínio, no tamanho 28 e com um torque nominal de 95 Nm.
O dimensionamento do acoplamento foi feito atendendo a norma DIN 740, conforme o
material disponível pelo fabricante.
No apêndice A.2, é possível encontrar a ficha técnica do acoplamento escolhido.
4.2.3 Cálculo da força necessária no pistão
Para que haja 100N aplicados sobre o conjunto corpo de prova, e respeitando a distância
entre os pontos de aplicação das forças, é possível calcular a força necessária exercida
pelo pistão do atuador que será transmitida ao braço e consequentemente ao corpo de
prova, que por sua vez será pressionado contra a parede do cilindro. Como o braço não
possui nenhum ponto de apoio ao longo de sua extensão, toda a força exercida pelo
pistão será transmitida ao corpo de prova. Logo,
𝐹𝑐𝑝 = 𝐹𝑝𝑖𝑠𝑡ã𝑜 = 100𝑁
Com isso, selecionou-se o pistão pneumático do fabricante FESTO, modelo ADVC-20-
15-I-P-A e código 188142. O atuador é do tipo curso reduzido, com curso de 15 mm,
diâmetro do embolo de 20 mm e uma força teórica de avanço de 189N.
No apêndice A.8, é possível encontrar a ficha técnica do atuador escolhido.
4.2.4 Cálculo dos esforços no eixo
Para calcular os esforços atuantes no eixo do contraponto, precisamos levar em
consideração a força exercida pelo corpo de prova contra a parede do cilindro. Como a
21
estrutura da máquina é feita na vertical e todo o peso suportado pelo eixo está sendo
aplicado sobre o seu centro de massa, o peso não exerce nenhum momento sobre o eixo.
Primeiramente, com auxilio do Solidworks, foi localizado o centro de gravidade CG do
eixo, para base de cálculos futuros.
O eixo deve ser dimensionado de tal forma a resistir a força exercida pelo pistão, bem
como o torque nominal aplicado pelo motor e as reações dos apoios referentes.
Figura 12 – Imagem representativa das forças atuantes
Como este eixo sofrerá cargas dinâmicas, a análise das forças e momentos nele
aplicados deve levar em conta seus rolamentos. Analisando as forças atuantes e
momentos aplicados no eixo obtêm-se:
∑ 𝑀𝐶𝐺 = 0 .: − 𝐹 ∗ 𝑑1 − 𝐻𝑎 ∗ 𝑑2 + 𝐻𝑏 ∗ 𝑑3 = 0
∑ 𝑀𝐶𝐺 = 0 .: − 𝐹 ∗ 94,77 − 𝐻𝑎 ∗ 17,8 + 𝐻𝑏 ∗ 71,74 = 0
22
∑ 𝐹𝑦 = 0 .: 𝐹 + 𝐻𝑎 − 𝐻𝑏 = 0 .: 𝐻𝑎 = 𝐻𝑏 − 𝐹
Resolvendo o sistema acima, obtemos que:
|𝐻𝑎| = 642,1 𝑁 |𝐻𝑏| = 742,1 𝑁
Com isso, é possível criar o diagrama de esforços:
Figura 13 – Diagrama de esforços : 1- Diagrama de corpo livre ; 2 – Diagrama do esforço cortante;
3 – Diagrama do momento fletor (Fonte: A autora - Software MD Solid)
A partir dos gráficos acima, podemos concluir que o momento fletor máximo tem valor
de -16,18 Nm. Dessa forma, a posição da chaveta inferior represente a seção do eixo
mais solicitada.
23
4.2.5 Cálculo do diâmetro mínimo do eixo
4.2.5.1 Análise estática
A partir dos cálculos acima demostrados, obtivemos os seguintes resultados quanto a
análise estática:
𝐹𝑜𝑟ç𝑎 𝑑𝑒 𝑎𝑡𝑟𝑖𝑡𝑜 𝑚á𝑥𝑖𝑚𝑎 − 𝐹𝑎𝑡 = 100 𝑁
𝑀𝑜𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑓𝑙𝑒𝑡𝑜𝑟 𝑚á𝑥𝑖𝑚𝑜 − 𝑀 = 9,48 𝑁𝑚
𝐷𝑖𝑠𝑡â𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑎𝑡é 𝑎 𝑠𝑒çã𝑜 𝑚𝑎𝑖𝑠 𝑐𝑟í𝑡𝑖𝑐𝑎 − 𝑑 = 80,9 𝑚𝑚
𝐹𝑎𝑡𝑜𝑟 𝑑𝑒 𝑠𝑒𝑔𝑢𝑟𝑎𝑛ç𝑎 − 𝐹𝑆 = 1,5
𝑀𝑎𝑡𝑒𝑟𝑖𝑎𝑙 − 𝐴ç𝑜 𝑆𝐴𝐸 1045 − 𝐸 = 210 𝐺𝑃𝑎; 𝑆𝑦 = 310 𝑀𝑃𝑎 ; 𝜎𝑟 = 670 𝑀𝑃𝑎
4.2.5.2 Cálculo das tensões atuantes no eixo
Primeiramente precisamos calcular as tensões do projeto:
𝜎𝑥𝑎 =32 𝑀𝑚á𝑥
𝜋 𝑑3=
32 ∗ 9477 𝑁𝑚𝑚
𝜋𝑑3=
96,53 ∗ 103
𝑑3
𝜎𝑥𝑚 = 𝜎𝑦𝑚 = 𝜎𝑦𝑎 = 0
Dado o intervalo de rotações da máquina, foi possível calcular o torque mínimo, quando
a potência é mínima, e máximo, quando a potência é máxima, na seção 4.1.2. Portanto:
𝜎𝑥𝑦𝑎 =16 (𝑇𝑚á𝑥 − 𝑇𝑚𝑖𝑛)
2𝜋 𝑑3=
16 (32490 𝑁𝑚𝑚 − 6493 𝑁𝑚𝑚)
2𝜋 𝑑3=
66200
𝑑3
𝜎𝑥𝑦𝑚 =16 (𝑇𝑚á𝑥 + 𝑇𝑚𝑖𝑛)
2𝜋 𝑑3=
16 (32490 𝑁𝑚𝑚 + 6493 𝑁𝑚𝑚)
2𝜋 𝑑3=
99269
𝑑3
Sabendo que:
𝜎𝑎 = √(𝐾𝑓𝑚𝜎𝑥𝑎)2 + 3 (𝐾𝑓𝑡𝜏𝑥𝑦𝑎)2
𝜎𝑚 = √(𝜎𝑥𝑚)2 + 3 (𝜏𝑥𝑦𝑎)2
Como a chaveta é do tipo canto vivo e o limite de ruptura a tração do material escolhido
é inferior a 700 Mpa, temos que:
24
𝐾𝑓𝑚 = 2,0 ; 𝐾𝑓𝑡 = 1,6
Com isso, pode-se concluir os cálculos das tensões e obtemos os seguintes resultados:
𝜎𝑎 =2,66 ∗ 105
𝑑3
𝜎𝑚 =1,72 ∗ 105
𝑑3
4.2.5.3 Análise da Fadiga
A análise de fadiga será feita na posição da chaveta, que corresponde a seção mais
solicitada do eixo. É importante destacar que a região da localização da chaveta possui
um diâmetro de 47 mm.
Para realizar os cálculos de fadiga, utiliza-se a equação de Marin [23]:
𝜎𝑛 = 𝐾𝑎𝐾𝑏𝐾𝑐𝐾𝑑𝐾𝑒𝐾𝑓 ∗ 𝜎�̅�
𝑆𝑢𝑝𝑒𝑟𝑓í𝑐𝑖𝑒 𝑢𝑠𝑖𝑛𝑎𝑑𝑎 𝑑𝑒 𝑏𝑜𝑎 𝑞𝑢𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 − 𝐾𝑎 = 0,9
25 < 𝑑 ≤ 250 𝑚𝑚 − 𝐾𝑏 = 0,85
95% 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑓𝑖𝑎𝑏𝑖𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 − 𝐾𝑐 = 0,814
𝑇𝑒𝑚𝑝𝑒𝑟𝑎𝑡𝑢𝑟𝑎 < 300𝑜𝐶 − 𝐾𝑑 = 1
𝐾𝑒 = 1𝐾𝑓
⁄
𝐾𝑓 = 1 (𝑒𝑠𝑡á 𝑖𝑛𝑐𝑙𝑢𝑠𝑜 𝑑𝑖𝑟𝑒𝑡𝑜 𝑛𝑜 𝑐á𝑙𝑐𝑢𝑙𝑜 𝑑𝑎𝑠 𝑡𝑒𝑛𝑠õ𝑒𝑠)
𝐶𝑜𝑚𝑜, 𝜎𝑟 < 700𝑀𝑃𝑎, 𝜎�̅� = 0,5 𝜎𝑟
Logo, temos que:
𝜎𝑛 = 208,6 𝑀𝑃𝑎
4.2.5.4 Critério de Soderberg
Finalmente, podemos calcular o diâmetro mínimo do eixo a partir do critério de
Soderberg. Como o material do eixo é o Aço 1045, o critério de falha utilizado será o de
Soderberg, já que o mesmo é indicado para materiais dúcteis.
25
𝜎𝑎
𝜎𝑛+
𝜎𝑚
𝑆𝑦=
1
𝐹𝑆𝑓
Resolvendo a equação acima [24], temos que:
𝑑𝑚𝑖𝑛 = 14 𝑚𝑚
Como o eixo foi projetado com d=47 mm, podemos comprovar que o eixo está
dimensionado corretamente e de tal forma a estar isento de falhas por fadiga.
4.2.5.5 Dimensionamento da chaveta
O dimensionamento das chavetas foi feito obedecendo as instruções da referência [25].
Para cada chaveta é calculado a tensão nela atuante através das seguintes fórmulas:
𝐹 = 2 ∗ 𝑇
𝑑
𝜏𝑟 = 0,5777 ∗ 𝜎𝑟
𝐹𝑆𝑐𝑖𝑠 = 𝜏𝑟 ∗ 𝑡 ∗ 𝑙
𝐹
𝐹𝑆𝑒𝑠𝑚 = 𝜏𝑟 ∗ 𝑡 ∗ 𝑙
2𝐹
Sabendo que o diâmetro do eixo tem 47 mm, e a partir da referência [25] , as dimensões
da chaveta são:
𝑏 = 14 𝑚𝑚; 𝑡 = 9 𝑚𝑚 ; 𝑙 = 43 𝑚𝑚
Como o material da chaveta é o Aço 1045, igual ao eixo, temos que :
𝑀𝑎𝑡𝑒𝑟𝑖𝑎𝑙 − 𝐴ç𝑜 𝑆𝐴𝐸 1045 − 𝐸 = 210 𝐺𝑃𝑎; 𝑆𝑦 = 310 𝑀𝑃𝑎 ; 𝜎𝑟 = 670 𝑀𝑃𝑎
Logo, levando em consideração a condição de uso onde o torque é máximo (T=32,49
Nm), temos que:
𝐹 = 1382,5 𝑁
𝜏𝑟 = 329,29 𝑀𝑃𝑎
26
𝐹𝑆𝑐𝑖𝑠 = 92,1
𝐹𝑆𝑒𝑠𝑚 = 46,1
4.2.6 Cálculo do Rolamento do eixo
O eixo possui dois rolamentos iguais, entretanto o rolamento inferior é mais solicitado,
pois recebe todo o esforço realizado pelo anel de segmento. Além disso, como a força
resultante do rolamento inferior é maior, ao dimensionarmos o rolamento de acordo
com as estas condições, garantimos o dimensionamento correto do segundo.
O primeiro critério de escolha para o rolamento foi o diâmetro interno, no valor de 50
mm.
Utilizando a fórmula da vida nominal ajustada, temos que:
𝐿𝑛𝑎 = 𝑎1 ∗ 𝑎𝑆𝐾𝐹 ∗ (𝐶
𝑃)
𝑝
A partir do catálogo da SKF, fabricante do rolamento, temos que:
𝑝 = 3 (𝑟𝑜𝑙𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑑𝑒 𝑒𝑠𝑓𝑒𝑟𝑎𝑠)
𝐹𝑎𝑡𝑜𝑟 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑓𝑖𝑎𝑏𝑖𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 − 𝑎1 = 1 ( 𝑐𝑜𝑛𝑓𝑖𝑎𝑏𝑖𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 𝑑𝑒 90%);
Para o cálculo do fator de condição de funcionamento, é preciso calcular o diâmetro
médio do rolamento, bem como a viscosidade nominal do óleo sob condições
operacionais, as cargas atuantes. Abaixo seguem os cálculos:
𝑑𝑚 =110 + 50
2= 80 𝑚𝑚
Com isso, a partir do diagrama 1 disponibilizado pelo fabricante e encontrado no
apêndice A.12 deste trabalho , e considerando a pior situação de operação, com n= 3000
RPM, temos que:
𝑣1 ≅ 8 𝑚𝑚2/𝑠
Logo,
𝑘 =𝑣
𝑣1=
20
8= 2,5
27
A partir do catálogo do produto, temos que Pu= 1,6 kN e considerando condições de
limpeza normais do ambiente de trabalho, temos que:
𝜂𝑐
𝑃𝑢
𝑃= 0,5 ∗
1,6 𝑘𝑁
0,142 𝑘𝑁= 5,63
Com isso, a partir do diagrama 2 disponibilizado pelo fabricante e encontrado no
apêndice A.12 deste trabalho, podemos confirmar que :
𝑎𝑆𝐾𝐹 = 50
Considerando que axialmente os rolamentos devem suportar o peso dos componentes
acima deles, temos que:
𝑃 = 𝑥 𝐹𝑅 + 𝑦 𝐹𝑎
A partir do software disponibilizado pelo fornecedor, foi possível calcular o valor de P
sendo igual a 0,142 kN. Logo, a partir dos dados acima calculados e do valor de C
obtido do catálogo do rolamento, temos que:
𝐿𝑛𝑎 = 1,0 ∗ 50 ∗ (65 𝑘𝑁
0.742 𝑘𝑁)
3
= 4795 ∗ 106 𝑟𝑒𝑣𝑜𝑙𝑢çõ𝑒𝑠
Supondo uma duração de 8 anos, com operação de 8h/dia, durante 200 dias no ano,
temos a vida desejada de :
𝑉𝑑 = 3000 𝑅𝑃𝑀 ∗ 60 min∗8ℎ
𝑑𝑖𝑎∗ 200
𝑑𝑖𝑎𝑠
𝑎𝑛𝑜 ∗ 8 𝑎𝑛𝑜𝑠 = 2304 ∗ 106𝑟𝑒𝑣𝑜𝑙𝑢çõ𝑒𝑠
Considerando que o valor de 3000 RPM indica a rotação máxima e não é operado
durante todos os ensaios e de forma contínua, o rolamento possui vida útil satisfatória.
4.2.7 Tratamento da camisa pré-ensaio
A camisa de cilindro do modelo escolhido para este trabalho é a referente ao motor
SCANIA G440 Opticruise. Ela pode ser obtida separadamente através do fornecedor
MAHLE. Originalmente, ela possui uma altura de 270,47mm. Entretanto, para a
realização dos ensaios, a camisa foi cortada a fim de obter a uma altura de 75mm. Além
disso, para garantir seu alinhamento durante o movimento rotativo, ela deve ser presa ao
contraponto através de um “dente” formado por um corte com dimensões de: 10mm de
largura e 6mm de altura.
28
Figura 14 – Imagem ilustrativa da camisa de cilindro com adequações para ensaio
4.2.8 Fixação da camisa
Para a fixação da camisa, optou-se pelo uso de uma placa de castanhas. O modelo aqui
sugerido foi baseado no funcionamento de um torno mecânico. Foi escolhida uma placa
com 3 castanhas, já que esta é a opção mais apropriada no caso de fixação de peças
cilíndricas, proporcionando-as uma centralização melhor.
A placa escolhida foi do fabricante UNION AMERICANA no modelo “Placa
autocentrante com 3 castanhas sobrepostas e reversíveis”, com diâmetro de 205 mm.
Este modelo de placa permite que o cilindro seja preso internamente ou externamente.
Para que o corpo de prova seja pressionado contra a parede da camisa, a castanha de
fixação foi disposta de modo a prender o cilindro pela sua parede interna.
No apêndice A.4, é possível encontrar a ficha técnica da camisa.
4.2.9 Cálculo dos rolamentos do contraponto da camisa
O contraponto, assim como o eixo, possui dois rolamentos iguais. Para calcularmos a
vida dos rolamentos é preciso fazer o cálculo sobre as forças que agem sobre eles.
29
Figura 15 – Imagem ilustrativa da camisa de cilindro com adequações para ensaio
O primeiro critério de escolha para o rolamento foi o diâmetro interno, no valor de 120
mm, diâmetro necessário ara garantir que o corpo de prova seja ajustado no interior da
camisa e pressionado contra a sua parede externa. Escolheu-se dois rolamentos de
esferas de contato angular do fabricante SKF no modelo 7024 BGM.
Como o rolamento superior se encontra parado em relação a parte interna do
contraponto, usamos como referência para o somatório de momentos:
∑ 𝑀𝑟𝑜𝑙𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑠𝑢𝑝. = 0 .: 𝐹𝐵 ∗ 28,5 𝑚𝑚 − 𝐹𝑁 ∗ 𝑑 = 0
∑ 𝑀𝑟𝑜𝑙𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑠𝑢𝑝. = 0 .: 𝐹𝐵 ∗ 28,5 𝑚𝑚 − 6854 = 0 .: 𝐹𝐵 = 240,5 𝑁
Analisando as forças agindo no contraponto no eixo x, temos que:
∑ 𝐹𝑥 = 0 .: 𝐹𝐴 + 𝐹𝐵 = 0 .: 𝐹𝐴 = − 𝐹𝐵 = −240,5𝑁
Utilizando a fórmula da vida nominal ajustada do rolamento, temos que:
𝐿𝑛𝑎 = 𝑎1 ∗ 𝑎𝑆𝐾𝐹 ∗ (𝐶
𝑃)
𝑝
A partir do catálogo da SKF, fabricante do rolamento, temos que:
𝑝 = 3 (𝑟𝑜𝑙𝑎𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑑𝑒 𝑒𝑠𝑓𝑒𝑟𝑎𝑠)
30
𝐹𝑎𝑡𝑜𝑟 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑓𝑖𝑎𝑏𝑖𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 − 𝑎1 = 1 ( 𝑐𝑜𝑛𝑓𝑖𝑎𝑏𝑖𝑙𝑖𝑑𝑎𝑑𝑒 𝑑𝑒 90%);
Para o cálculo do fator de condição de funcionamento, é preciso calcular o diâmetro
médio do rolamento, bem como a viscosidade nominal do óleo sob condições
operacionais, as cargas atuantes. Abaixo seguem os cálculos:
𝑑𝑚 =120 + 180
2= 150 𝑚𝑚
Com isso, a partir do diagrama 1 disponibilizado pelo fabricante e encontrado no
apêndice A.5 deste trabalho , e considerando a pior situação de operação, com n= 3000
RPM, temos que:
𝑣1 ≅ 6 𝑚𝑚2/𝑠
Logo,
𝑘 =𝑣
𝑣1=
20
6= 3,33
A partir do catálogo do produto, temos que Pu= 3,2 kN e considerando condições de
limpeza normais do ambiente de trabalho, temos que:
𝜂𝑐
𝑃𝑢
𝑃= 0,5 ∗
3,2 𝑘𝑁
0,2405 𝑘𝑁= 6,65
Com isso, a partir do diagrama 2 disponibilizado pelo fabricante e encontrado no
apêndice A.12 deste trabalho, podemos confirmar que :
𝑎𝑆𝐾𝐹 = 50
Considerando que axialmente os rolamentos devem suportar o peso dos componentes
acima deles, temos que:
𝑃 = 𝑥 𝐹𝑅 + 𝑦 𝐹𝑎
A partir do software disponibilizado pelo fornecedor, foi possível calcular o valor de P
sendo igual a 0,2405 kN. Logo, a partir dos dados acima calculados e do valor de C
obtido do catálogo do rolamento, temos que:
𝐿𝑛𝑎 = 1,0 ∗ 50 ∗ (87.1 𝑘𝑁
0,2405 𝑘𝑁)
3
= 2375 ∗ 106 𝑟𝑒𝑣𝑜𝑙𝑢çõ𝑒𝑠
31
Assim como os rolamentos do eixo, supondo uma duração de 8 anos, com operação de
8h/dia, durante 200 dias no ano, temos a vida desejada de :
𝑉𝑑 = 3000 𝑅𝑃𝑀 ∗ 60 min∗8ℎ
𝑑𝑖𝑎∗ 200
𝑑𝑖𝑎𝑠
𝑎𝑛𝑜 ∗ 8 𝑎𝑛𝑜𝑠 = 2304 ∗ 106𝑟𝑒𝑣𝑜𝑙𝑢çõ𝑒𝑠
Considerando que o valor de 3000 RPM indica a rotação máxima e não é operado
durante todos os ensaios e de forma contínua, o rolamento possui vida útil satisfatória.
Vale ressaltar que como os rolamentos do contraponto apresentam um esforço maior,
eles possuem vida útil inferior aos do rolamento do eixo. Por isso, a vida mínima deve
ser baseada na durabilidade dos rolamentos do contraponto.
4.2.10 Escolha da Porca de retenção
Para dar o ajuste necessário aos rolamentos do contraponto, fez-se necessário o uso de
uma porca de fixação em conjunto com uma arruela de trava, para garantir que elas não
se soltem acidentalmente. O encaixe é feito por um rasgo de chaveta no eixo. Apesar de
ser um dispositivo mais fácil, e de instalação rápida, não optou-se por uma porca de
retenção com trava integrada, pois a mesma exigiria um torque elevado, fazendo com
que a maquina necessitasse de operação especial em caso de montagem e
desmontagem.
A porca de retenção foi escolhida de acordo com o rolamento do contraponto. Seguiu-se
as recomendações do fabricante e utilizou-se a porca de retenção SKF KM 24 e a
arruela de pressão SKF MB 24.
Nos apêndices A.6, é possível encontrar a ficha técnica da porca de fixação e da arruela
de pressão, respectivamente.
4.2.11 Regulador de Altura – Macaco Mecânico
Para que os componentes de ensaio fossem montados e desmontados, foi preciso
definir qual componente seria fixo e qual seria o motor. Anteriormente neste trabalho
foi definido que a camisa seria fixa, com isso, além da necessidade de um contraponto,
fez-se necessário também um ajuste de altura do mesmo. Desta forma, a solução
encontrada para instalar um macaco mecânico do fabricante DUFF-NORTON, no
32
modelo IMPERIAL MACHINE SCREW ACTUATOR - 0,5 Ton, com capacidade para
levantar até 0,5 toneladas, valor superior ao peso de 94 kg a ser levantado1.
A este macaco mecânico será acoplado a sua extremidade uma manivela. A sua chapa
superior é fixada na base de altura, local onde o contraponto e rolamentos estão fixos,
que por sua vez, também é ligada às colunas-guias, as quais impedem que o regulador
de altura gire em torno de seu eixo quando a manivela for acionada.
No apêndice A.9, é possível encontrar a ficha técnica do macaco mecânico selecionado.
4.2.12 Análise de Flambagem das Colunas-Guia
Estes componentes recebem os esforços dos ensaios e transmitem para a base da
estrutura da máquina. Além de absorvem os esforços, também têm a função de guia
linear para o movimento de subir e descer da base onde o contraponto da camisa está
localizado.
Como as colunas são longas, com comprimento de 860 mm, e trabalham sobre
compressão durante todo o tempo, é necessário calcular o diâmetro mínimo da seção.
Sabendo que as colunas guia devem ser capazes de suportar uma força 1685,6 N
equivalente ao peso suportado por elas (172 kg)1. Como a coluna é bi-engastada, temos
que c=0,5. O cálculo do diâmetro mínimo foi apresentado usando a Fórmula de Euler
segundo a expressão abaixo:
𝐹𝑐 =𝜋2𝐸𝐴
(𝐿𝑘⁄ )
2
Primeiramente é preciso calcular o raio mínimo de giração, que é representado em
função do momento de inércia e área da seção transversal.
𝑘 = √𝐼
𝐴 =
𝐷
4 [26]
Portanto,
1 Dado retirado diretamente da montagem feito no software Solidworks.
33
𝐹𝑐 =𝜋2𝐸𝐴
(𝐿𝑘⁄ )
2 =𝜋3𝐸 (
𝐷2)
2
(4𝐿𝐷⁄ )
2 =𝜋3𝐸𝐷4
64𝐿2
1685,6 𝑁 =𝜋3210 ∗ 103𝐷4
64 ∗ 8602 → 𝐷 ≥ 10,52 𝑚𝑚
O material escolhido é o Aço SAE 1045 com E= 210 GPa.
Com isso, tem-se um diâmetro mínimo de 10,52 mm exigido para que as colunas
consigam a carga a elas aplicadas. A partir deste dado, foi escolhido um diâmetro de
30mm para as duas colunas traseiras e um diâmetro de 40mm para as duas colunas-guia
frontais.
As mesmas foram fixadas a estrutura com o auxílio de roscas e porcas. A especificação
de cada fixação pode ser encontrada no desenho.
4.2.13 Cálculo do rolamento linear
Para o rolamento linear a ser acoplado nas colunas-guia, escolheu-se um rolamento com
diâmetro interno de 40 mm do fabricante SKF, no modelo LBBR 40. Para o cálculo da
vida nominal dos rolamentos lineares baseou-se na equação abaixo:
𝐿 = 50 ∗ (𝐶
𝑃)
3
[27]
A partir dos dados do fabricante e considerando que as colunas guia devem suportar um
peso total equivalente a 172kg, e que cada guia-coluna com diâmetro de 40mm deve
suportar uma carga de 49kg, temos que :
𝐿 = 50 ∗ (5500𝑁
490 𝑁)
3
= 7,1 ∗ 104 ℎ𝑜𝑟𝑎𝑠
Como estes rolamentos não atuarão durante todo o ensaio, apenas serão usados para
ajuste do contraponto a camisa, pode-se dizer que a vida é infinita.
34
4.2.14 Corpo de prova
O corpo de prova é o elemento que será ensaiado, neste caso, o anel de segmento. Este
modelo de máquina permite que o corpo de prova seja de diferentes materiais.
Entretanto, é necessário que o intervalo de tamanho seja respeitado para que o mesmo
possa ser acoplado ao suporte.
A fixação do corpo de prova no seu suporte foi feita com dois parafusos de cabeça
cilíndrica com fenda M1.6 com 𝑙= 12mm em cada extremidade.
Figura 16 – Imagem ilustrativa da fixação do corpo de prova no suporte
Para adequar o anel de segmento ao suporte do corpo de prova, ele foi cortado,
minimizando a superfície de contato, fim de evitar o surgimento de tensões no contato
que impeçam o movimento adequado do corpo de prova, e provocar a alteração do
formato original do anel.
Vale ressaltar que se manteve os cantos, bem como a superfície abaulada, a fim de
aproximar o cenário de ensaio ao máximo do real, já que a face de contato abaulada é
utilizada para minimizar o contato da região superior da face do anel com a parede do
cilindro.
35
Figura 17 – Imagem ilustrativa do corpo de prova
As dimensões do suporte do corpo de prova são 3 x 3 x 10mm. Com isso, é requerido
que o corpo de prova não ultrapasse tais dimensões.
Figura 18 – Imagem ilustrativa do suporte do corpo de prova e suas dimensões
O seu suporte por sua vez apresenta um comprimento de 210mm e é fixado ao atuador a
partir de um parafuso M5 conectado diretamente ao pistão pneumático.
36
Figura 19 – Imagem ilustrativa da montagem do suporte do corpo de prova no atuador
O parafuso do suporte é responsável por garantir que o centro do corpo de prova
permaneça sempre a 90º da superfície de contato. Com isso, fez-se necessário realizar
cálculos para este parafuso de pivotamento. O parafuso é feito de aço-carbono e possui
grau 8.8 [28] . Sabendo que ele deve suportar uma força máxima de 100N e que os
cálculos devem ser feito com um coeficiente de segurança de2, tem-se que :
𝜎𝑒𝑠𝑐 = 660 𝑀𝑃𝑎 [28]
𝜎𝑒𝑠𝑐
𝜏𝑐𝑖𝑠= 2 → 𝜏𝑐𝑖𝑠 = 330𝑀𝑃𝑎
𝜏𝑐𝑖𝑠 =𝐹
𝐴=
4 𝐹
𝜋𝑑2 . : 𝑑 = √
4 𝐹
𝜋 𝜏𝑐𝑖𝑠
𝑑 ≥ 1,27 𝑚𝑚
Com isso, temos que o componente de fixação deva ter um diâmetro mínimo de 1,27
mm. Desta forma, ele resistirá a força que tende a provocar o cisalhamento.
37
5 Considerações Finais
O trabalho desenvolvido resultou em um projeto de uma máquina para investigação
tribológica do par anel de segmento- camisa de cilindro, a qual apresenta grande
flexibilidade e vasto ajuste de parâmetros para adaptar os ensaios para diferentes
motores de combustão interna.
O projeto possui como característica principal a concepção de uma máquina
rotativa, com rotação variável entre 600 RPM e 3000 RPM e aplicação de carga sobre o
corpo de prova no intervalo de 10 N a 100N.
A fase inicial e mais delicada de concepção da máquina deu-se quanto a escolha do
movimento rotativo, necessitando a garantia de centralização e alinhamento da camisa
do cilindro, e quanto ao ajuste do contato do corpo de prova com a camisa. Esses
desafios foram resolvidos com a escolha de uma placa de castanha com 3 castanhas e a
fabricação de um contraponto, além da realização de um “vão” no contraponto a fim de
permitir que o corpo de prova pudesse ser pressionado, por meio de um atuador
pneumático e um suporte, contra a parede interna do cilindro. A partir dessas decisões, a
concepção dos outros componentes da máquina pôde ser iniciada.
As análises realizadas nas seções anteriores foram essenciais para possibilitar a
concepção da máquina, bem como os desenhos de fabricação e especificações dos
componentes adquiridos diretamente do mercado.
Por fim, com todos os desenhos de fabricação realizados e produtos comerciais
especificados, a construção desta máquina é tecnicamente possível. Além disso, grande
parte de seus componentes podem ser adquiridos diretamente no mercado, e os que
precisam ser fabricados já possuem o desenho de conjunto pronto. Por isso, podemos
concluir que o projeto mostrou-se também economicamente viável.
Para projetos futuros, alguns pontos podem ser adicionados ou aperfeiçoados, como
por exemplo, a incorporação de um sistema automático de lubrificação, podendo ser do
tipo com reservatório ou capilar, que permitiria a realização de um ensaio contínuo com
diferentes parâmetros de lubrificação. Outro ponto a ser acrescentado no projeto seria a
especificação de um sistema de aquisição de dados, como por exemplo, a instalação de
uma célula de carga e/ou um termopar. Para aumentar os parâmetros variáveis, além da
lubrificação aqui já apresentada, recomenda-se também a implementação de um forno
38
industrial, como por exemplo, o do fabricante SANCHIS no modelo TUBULAR
VERTICAL BI-PARTIDO, que permitiria controlar e simular a temperatura dos
ensaios.
39
6 Referências Bibliográficas
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Verbrennungsmotores. Motortechnische Zeitschrift. 2013; p556-573
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position and Industry’s Needs. London: H.M. Stationery Office; 1996
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Armenia, Kurdistan and the desert: being the result of a second expedition undertaken
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<https://archive.org/details/discoveriesinru00layagoog> Acesso em: 12.09.2016,
21:13:12 [4] BARWELL F.T., CRC Handbook of Lubrication: Theory and Practice of Tribology
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Tribology)-Volume II: Theory and Design, E. Richard Booser, 1983.
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Volume II: Theory and Design, Editor: E. Richard Booser, 1983.
[10] ROWE C.N., CRC Handbook of Lubrication: Theory and Practice of Tribology -
Volume II: Theory and Design, E. Richard Booser, 1983.
[11] RADOVICH J.L,CRC Handbook of Lubrication: Theory and Practice of Tribology
-Volume II: Theory and Design, E. Richard Booser, 1983.
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Disponível em: <http://www.rijeza.com.br/novidades/o-que-e-desgaste-por-corrosao-
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[23] BUDYNAS R.G., NISBETT J.K., Elementos de Máquinas de Shigley, AMGH
Editora LTDA, 2011. p349-352
[24] BUDYNAS R.G., NISBETT J.K., Elementos de Máquinas de Shigley, AMGH
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[25] Filho, A.C.P., Desenho técnico para engenharia mecânica, Universidade Federal
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[26] OLIVEIRA, S.J.R., Elementos de Máquina I. Universidade Federal do Rio de
Janeiro, Rio de Janeiro, 2015.
[27]THK, Catálogo Geral, Disponível em:
<https://tech.thk.com/pt/products/pdf/br_b00_001.pdf> Acesso em: 10.08.2016 23:42
[28] BUDYNAS, R.G., NISBET, J.K., Elementos de Máquinas de Shigley – Projeto de
Engenharia Mecânica. 8 ed. New York, Mc Graw Hill, 2008.
41
7 Outras referências bibliográficas não citadas
[29] OLIVEIRA, S.J.R., Notas de Aula de Elementos de Máquina I. Universidade
Federal do Rio de Janeiro, Rio de Janeiro, 2015.
[30] IGLESIAS, M.H.A, Projeto mecânico de uma máquina pino-disco para obtenção
do coeficiente de atrito entre diferentes materiais, Universidade Federal do Rio de
Janeiro, Rio de Janeiro, 2014.
[31] AN, J., Bestimmung der Schmierungs- und Reibungsverhaeltnisse im Kontakt
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Modelltribometer, Ruhr-Universitaet Bochum, Bochum, 2014.
[31] WIGGER,S., Charakterisierung von Oel- und Kraftstoffschichten in der
Kolbengruppe mittels Laseinduzierter Fluoreszenz, Universitaet Duisburg-Essen,
Ahaus, 2014.
[32] VOLCI, G.A., Comportamento tribológico do anel de primeiro canalete em
motores operando em sistemas flex fuel, Universidade Federal do Paraná, Curitiba,
2007.
[33] Garcia, M.B., Caracteristicas do desgaste de anéis de pistão com diferentes
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São Paulo, 2003.
[34] MARTINS,J.P.L., Estudo, Conceção, desenvolvimento e construção de um
tribómetro linear para ensaios em superfícies flexíveis, Universidade do Minho,
Guimarães, 2013.
[35] PROVENZA,F. , Desenhista de Máquinas, Editora F. Provenza, ed 46ª, 1991.
[36] MAHLE, Manual técnico: Curso MAHLE Metal Leve – Motores de Combustão
Interna, Disponível em: <http://pt.slideshare.net/AntonioIncioFerraz/manual-mahle-
brochura-antonio-inacio-ferraz> Acesso em: 25.06.2016 01:03:04
[37] AN J., SCHULZ G., FUESSER H.-J., POHL M., Untersuchung des
Reibsverhaltens im Kontakt Kolbenring-Zylinderlaufbahn an einem Rotations-
Reibverschleissmodelltribometer, Tribologie+Schmierungtechnik, 61. Jahgang, 1-2014.
42
Apêndice A – Catálogos
A.1 Motor elétrico
43
A.2 Acoplamento Flexível
44
A.3 Rolamento do eixo
45
A.4 Placa autocentrante com 3 castanhas
46
A.5 Rolamento do contraponto
47
A.6 Porca de fixação do rolamento do contraponto
48
A.7 Arruela de trava para a porca de fixação
49
A.8 Atuador Pneumático
50
A.9 Macaco Mecânico
51
A.10 Cálculo das cargas atuantes no rolamento do eixo
52
A.11 Pé Anti-vibratório
53
A.12 Diagramas para cálculo da vida do rolamento
Diagrama 01
Diagrama 02
54
A.13 Detalhes do anel de segmento e da camisa de cilindro
55
A.14 Árvore de Possibilidade
56
Apêndice B – Desenho Mecânico
206
5
CC
ESCALA 1:4 ESCALA 1:41
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
21
22
23
24
20
570 4
55
AA
B
B
ESCALA 1:4
D
E
SEÇÃO A-AESCALA 1 : 2
25
26
27
28
29
32
49
48
30
31
46
47
51
44
43
42
34
33
35
36
41
37
40
45
69
68
71
70
50
52
39
38
N5
4mm
4mm
F
SEÇÃO C-CESCALA 1 : 4
DETALHE DESCALA 2 : 1
DETALHE EESCALA 4 : 1
DETALHE FESCALA 4 : 1
SEÇÃO B-BESCALA 1 : 4
53
56
57
58
59
60
61
54
55
63
62
64
4mm
65
67
66
71 2 PORCA SEXTAVADA M1.6 - AÇO CARBONO
70 1 SUPORTE DO CORPO DE PROVA 18mm x 10mm x 10mm - AÇO SAE 1045
69 1 ANEL DE SEGMENTO 8mm x 5mm x 3mm
68 2 PARAFUSO DE CABEÇA CILÍNDRICA M1.6 - AÇO CARBONO
67 4 PORCA SEXTAVADA M10 - AÇO CARBONO66 4 PARAFUSO ALLEN M3 - AÇO CARBONO65 1 VOLANTE PLASRIBE - MOD.: V3R140 +C 64 2 PORCA SEXTAVADA M8 - AÇO CARBONO63 1 ATUADOR PNEUMÁTICO FESTO - MOD.: ADVC 20-1562 2 CONEXÃO RÁPIDA FESTO - MOD.: QSM-M5 153304
61 2 MANGUEIRA PNEUMÁTICA FESTO 25mm - COMERCIAL
60 1 EIXO ØEXT 60 mm x 250 mm - AÇO SAE 104559 4 PORCA SEXTAVADA M12 - AÇO CARBONO
58 2 HASTE DE FIXAÇÃO DA CHAPA 218mm x 15mm x 5mm - AÇO CARBONO
57 6 PORCA SEXTAVADA M5 - AÇO CARBONO56 6 PARAFUSO ALLEN M5 - AÇO CARBONO55 4 PARAFUSO ALLEN M8 - AÇO CARBONO
54 1 MACACO MECÂNICO DUFF-NORTON - MOD.: "MACHINE SCREW 0.5 TON"
53 2 PARAFUSO ALLEN M8 - AÇO CARBONO52 4 PARAFUSO ALLEN M6 - AÇO CARBONO51 1 PARAFUSO ALLEN M5 - AÇO CARBONO
50 1 TAMPA DO CONTRA PONTO ØEXT 211 mm x 42 mm - AÇO SAE 1045
49 8 PARAFUSO ALLEN M3 - AÇO CARBONO48 6 PARAFUSO ALLEN M5 - AÇO CARBONO47 2 ROLAMENTO SKF - MOD.: 6310 - COMERCIAL
46 1 CORPO INTERNO - CONTRA PONTO ØEXT151 mm x 110 mm - AÇO SAE 1045
45 1 HASTE 210 mm x 20 mm x 16 mm - AÇO CARBONO
44 1 CHAVETA 37mm x 16mm x 6mm - AÇO SAE 104543 2 PORCA SEXTAVADA M30 - AÇO CARBONO42 2 PORCA SEXTAVADA M22 - AÇO CARBONO41 1 BASE DO EIXO ØEXT 190 mm x 135 mm - AÇO SAE 1045
40 1 CHAVETA RETA 30mm x 3,75mm x 1,583mm - AÇO SAE 1045
39 4 PORCA SEXTAVADA M12 - AÇO CARBONO
38 1 ACOPLAMENTO FLEXÍVEL
KTR - MOD.: ROTEX GS 92ShA TAMANHO 28
37 1 TAMPA DA BASE DO EIXO ØEXT 170 mm x 20 mm - AÇO SAE 1045
36 1 ANEL ELÁSTICO SUPERIOR TECNOFIX - MOD.: 501.47
35 2 ROLAMENTO ANGULAR SKF - MOD.: 7024 - COMERCIAL34 6 PARAFUSO ALLEN M10 - AÇO CARBONO
33 1 ANEL ELÁSTICO INFERIOR TECNOFIX - MOD.: 501.45
32 10 PARAFUSO ALLEN M5 - AÇO CARBONO31 1 ARRUELA DE TRAVA SKF - MOD.: MB24 - COMERCIAL30 1 PORCA DE RETENÇÃO SKF - MOD.: KM24 - COMERCIAL29 4 ROLAMENTO LINEAR SKF - MOD.: LBBR-40 - COMERCIAL
28 2 SUPORTE DE FIXAÇÃO ATUADOR AÇO CARBONO
27 4 PARAFUSO ALLEN M10 - AÇO CARBONO26 3 PARAFUSO ALLEN M18 - AÇO CARBONO25 4 CONTRA PORCA M12 - AÇO CARBONO24 3 PORCA SEXTAVADA M18 - AÇO CARBONO23 1 GUIA LINEAR NSK - MOD.: RA55 214AN1-3022 2 COLUNA Ø30mm x 900mm - AÇO SAE 1045
21 1 SUPORTE DE FIXAÇÃO DA PLACA Ø145mm x 55mm - AÇO SAE 1045
20 6 PARAFUSO ALLEN M3 - AÇO CARBONO19 4 PORCA SEXTAVADA M16 - AÇO CARBONO18 4 PARAFUSO ALLEN M12 - AÇO CARBONO
17 1 MOTOR WEG - MOD.: W21 MULTIMONTAGEM - COMERCIAL
16 1 CHAPA SUPERIOR 450mm x 400mm x 24,5mm - AÇO SAE 1045
15 1 CHAPA PROTETORA 1300 mm x 207mm x 4mm - AÇO SAE 1045
14 1 CHAPA INTERMEDIÁRIA 450mm x 400mm x 24,5mm - AÇO SAE 1045
13 1 FLANGE CÔNICA UNION AMERICANA - MOD.: CONE LONGO 205 - LO
12 1 PLACA DE CASTANHAS AUTOCENTRANTE
UNION AMERICANA - MOD.: Ø205- 3 CASTANHAS
11 1 CAMISA DO CILINDRO ØEXT130 mm x 80 mm -
10 1 CORPO EXTERNO - CONTRA PONTO ØEXT 241 mm x 156 mm - AÇO SAE 1045
9 1 BASE DO CONTRA PONTO
420mm x 355mm x 135 mm - AÇO SAE 1045
8 2 TAMPA DO ROLAMENTO LINEAR Ø EXT 80mm x 15mm - AÇO SAE 1045
7 2 COLUNA-GUIA Ø40mm x 900mm - AÇO SAE 1045
6 1 CHAPA DA BANCADA 570mm x 465mm x 31,75mm - AÇO SAE 1045
5 4 CANTONEIRA - SAIA 50.8 mm x 50.8 mm x 6.35 mm - AÇO SAE 1045
4 4 CANTONEIRA - BASE 50.8 mm x 50.8 mm x 6.35 mm - AÇO SAE 1045
3 4 CHAPA PÉ 50.8 mm x 50.8 mm x 6.35 mm - AÇO SAE 1045
2 4 PORCA M12 - AÇO CARBONO
1 4 PÉ - ANTIVIBRATÓRIO ROSTA N80 M12 - MOD: 05 058 001 - COMERCIAL
POS. QTD. NOME ESPECIFICAÇÕES
LETICIA ARAUJO MARREIRO
UFRJ -DEM
SYLVIO JOSÉ RIBEIRO DE OLIVEIRA
PROJETO DE MÁQUINA PARA A INVESTIGAÇÃO TRIBOLÓGICA DO PAR ANEL DE SEGMENTO - CAMISA DE CILINDRO
01
PROJETO FINAL
A0COTAS EM MM
FOLHA 1 DE 1ESCALA CONFORME O INDICADO
DATA: 18/09/2016 REVISÃO 09ORIENTADOR:
ALUNA:
DES. Nº
TÍTULO
