UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ

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1 UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ PROJETO MECÂNICO DE UM AEROGERADOR DE EIXO HORIZONTAL Daniel Vercillo Carneiro Garcia 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 Engenheiro. Orientador: Prof. Flávio de Marco Filho, D. Sc. Rio de Janeiro, RJ - BRASIL Março de 2016

2 UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ PROJETO MECÂNICO DE UM AEROGERADOR DE EIXO HORIZONTAL Daniel Vercillo Carneiro Garcia 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 ENGENHEIRO MECÂNICO. Aprovado por: Orientador: Prof. Flavio de Marco Filho, D. Sc. Prof. Ricardo Eduardo Musafir, D. Sc. Prof. Vitor Ferreira Romano, Dott.Ric. RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL MÊS DE 2016

3 Daniel Vercillo Carneiro Garcia. Projeto mecânico de um aerogerador de eixo horizontal / Daniel Vercillo Carneiro Garcia Rio de Janeiro: UFRJ / Escola Politécnica, IX,91p.:il.; 29,7 cm Orientador: Flávio de Marco Filho, D. Sc. Projeto de Graduação UFRJ / Escola Politécnica / Curso de Engenharia Mecânica, Referências Bibliográficas: p Aerogerador. 2. Turbina Eólica. 3. Projeto. 4.Geração de Energia. I. Filho, Flávio de Marco. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica. III. Projeto de um protótipo de um aerogerador para Utilização em pesquisa e desenvolvimento de tecnologias na área de geração eólica. I

4 AGRADECIMENTO A Denise Cristina Vercillo Carneiro Garcia e Sergio Monteiro Garcia, respectivamente minha mãe e meu pai, por me apoiar e aconselhar sempre nas minhas decisões sendo os principais responsáveis pela minha formação de caráter. Ao meu tio, Moisés Fortes, pelo incentivo à minha decisão de seguir a carreira de engenharia, pelos conselhos e inspirações que me passou. Ao meu irmão, Davi Vercillo Carneiro Garcia, pelos incentivos, cobranças e inspirações, que me passou ao longo da minha vida. A Deborah Maria Martins da Silveira, minha namorada, por estar sempre ao meu lado, me auxiliando a focar na realização deste trabalho. A família e aos Amigos, pelos momentos de alegria e descontração durante toda a minha formação acadêmica. Aos Professores, por transmitirem seus conhecimentos e experiências. Especialmente ao Professor e Orientador Flávio, pelo incentivo, apoio e conselhos dados para a efetuação desse projeto. II

5 Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/ UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico. PROJETO MECÂNICO DE UM AEROGERADOR DE EIXO HORIZONTAL Daniel Vercillo Carneiro Garcia Março/2016 Orientador: Flávio de Marco Filho. D. Sc. Curso: Engenharia Mecânica Uma das fontes de energia sustentável, alvo de diversos estudos, é a energia eólica, cuja sua utilização tem aumentado ao longo da última década pelo fato de possuir uma boa eficiência e de ser uma fonte de energia limpa. Este projeto final de graduação visa desenvolver um projeto de aerogerador de eixo horizontal através da combinação de um estudo aerodinâmico, o dimensionamento de diversos componentes mecânicos e seleção de alguns componentes comerciais, junto com o desenvolvimento de desenhos técnicos referentes a cada um dos componentes do presente projeto. Ao conceber um projeto de uma turbina eólica, tem-se como resultado uma contribuição para o desenvolvimento e notoriedade das tecnologias que envolvem o desenvolvimento e a produção de uma aerogerador. Palavras-chave: Aerogerador, Turbina Eólica, Protótipo, Geração de Energia. III

6 Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer. MECHANICAL PROJECT OF A HORIZONTAL AXIS WIND TURBINE Daniel Vercillo Carneiro Garcia March/2016 Advisor: Flávio de Marco Filho, D. Sc. Course: Mechanical Engineering One of the sources of sustainable energy, the subject of several studies, is wind energy, which its use has increased over the last decade, since it has a good efficiency and its clean energy source. This undergraduate final project aim to develop a horizontal axis wind turbine design by combining an aerodynamic study, the design of several mechanical components and selection of some commercial components, along with the development of technical drawings related to each of this components project. When designing a design of a wind turbine, has as a result a contribution to the development and well known technologies involving the development and production of a wind turbine. Keywords: Wind Turbine, Prototype, Wind Power, Power Generation IV

7 Sumário 1 Introdução 1 2 Fontes de Energia Breve história das fontes de energia Papel das fontes energia em uma sociedade Tipos de fontes de energia Energia eólica Energia eólica no Brasil Turbinas Eólicas (Aerogeradores) Fundamentos dos aerogeradores Aerogeradores de eixo horizontal (HAWT) Projeto Mecânico de um Aerogeradores Principio de funcionamento Considerações iniciais Estudo aerodinâmico do projeto Projeto da pá do aerogerador Projeto do cubo do aerogerador Seleção do gerador elétrico Seleção do freio Projeto do multiplicador de velocidades Projeto das engrenagens do multiplicador de velocidades Projeto das arvores do multiplicador de velocidades Seleção dos rolamentos do multiplicador de velocidades Projeto do suporte do conjunto Seleção do acoplador Projeto da nacele Dimensionamento da torre do aerogerador Projeto do sistema de guinada (yaw) Documentação gráfica do projeto 65 6 Conclusão 66 Bibliografia 67 Apêndice A Apêndice B V

8 Capítulo 1 Introdução Estudando a história das civilizações e todo o seu desenvolvimento social, político e econômico, observa-se que o mesmo está intrinsicamente ligado ao descobrimento, aprimoramento e ao uso de diversas fontes de energia. Cita-se como principais: energia hidráulica, energia fóssil, energia nuclear, energia solar e energia eólica. Considerando ser notório que algumas dessas fontes de energia são seriamente prejudiciais e danosas ao meio ambiente e, buscando o desenvolvimento sustentável da civilização, priorizou a busca e incentivo à pesquisa e aos estudos no ramo de geração de energia com o intuito de: descobrir novas fontes de energia que sejam limpas, rentáveis e confiáveis; bem como aprimorar algumas outras, há muito utilizadas, que sejam limpas. Uma das fontes de energia já utilizada e que é alvo de diversas pesquisas, é a energia eólica, cuja sua utilização tem aumentado ao longo da última década, tanto no mundo como no Brasil. Assim, o presente trabalho de graduação objetiva realizar uma análise inicial para o desenvolvimento de um projeto de turbina eólica tendo como finalidade o esboço de um protótipo de um aerogerador de arvore horizontal. A tendência mundial de buscar desenvolver e implementar fontes alternativas de energia que sejam sustentáveis, e, especialmente, em decorrência do aumento na utilização e desenvolvimento de turbinas eólicas, este trabalho tem como motivação primordial analisar uma das alternativas a geração de energia, por meio do dimensionamento e da seleção dos componentes de um aerogerador de pequeno porte para: uso doméstico; bem como em pesquisas de desenvolvimento desta tecnologia. O presente trabalho busca desenvolver, analisar e esboçar o projeto de um protótipo de aerogerador de arvore horizontal, como acima mencionado, passando a apresentar as memórias de cálculo e desenhos técnicos pertinentes. 1

9 Capítulo 2 Fontes de Energia 2.1 Breve história das Fontes de Energia Ao longo da história, os homens buscam continuamente, desenvolver e aperfeiçoar suas técnicas de captação e extração de energia da natureza. Nos primórdios da nossa era, a fonte primordial de energia eram próprios músculos (energia corporal). Com o passar do tempo, outras fontes de energia foram sendo aproveitadas e incorporadas à cadeia produtiva, tais como: tração animal, fogo, água, vento. Durante a primeira revolução industrial (século XVIII), os seres humanos foram capazes de extrair novas fontes de energia da natureza a partir de combustíveis fosseis visando alimentar as recém descobertas máquinas a vapor. Posteriormente, com a segunda revolução industrial (século XIX), verifica-se o aparecimento da eletricidade, o desenvolvimento dos motores a gasolina ou demais derivados do petróleo e, assim, um notável desenvolvimento nas explorações petrolíferas. Em meados do século XX, surge a energia nuclear, que tem como princípio a fissão nuclear. Figura 1.1 Exemplos das energias utilizadas durante os séculos. Atualmente, buscam-se novas fontes de energia sustentável com novas tecnologias de extração e captação a partir da natureza, e no desenvolvimento de maneiras eficientes e mais rentáveis de utilização das fontes de energia já descobertas. 2

10 2.2 Papel das Fontes de Energia em uma sociedade Nas diversas atividades de produção ou na distribuição de consumo de bens e serviços faz-se necessário a utilização cada vez maior de energia, uma vez que a procura pelo desenvolvimento é sempre continua. Adicionalmente, a energia é indispensável à sobrevivência de uma civilização, pois proporciona meios para auxiliar e manter a vida humana calor para aquecimento, para cozinhar alimentos, energia elétrica para as indústrias, ou força para o transporte e para o trabalho mecânico. É dever da sociedade atual promover a realização de pesquisas visando o desenvolvimento e a difusão de tecnologias ambientalmente sustentáveis, bem como de estimular o uso de fontes de energias limpas e renováveis, com programas educacionais para evitar o seu desperdício. 2.2 Tipos de Fontes de Energia É possível dividir os tipos de fontes de energia de duas formas distintas: fontes de energia convencionais ou fontes de energia alternativas; e fontes de energia não renováveis ou fontes de energia renováveis. As fontes de energia convencionais, de uma maneira geral, já estão plenamente desenvolvidas tecnologicamente e já são tradicionalmente utilizadas, tais como: energia térmica, energia potencial gravitacional e energia nuclear. Enquanto que as fontes de energia alternativas se encontram ainda em desenvolvimento tecnológico, e, portanto, não são muito utilizadas. Pode-se citar como exemplos a energia eólica, energia de biomassa, energia solar, energia das marés, energia do hidrogênio e etc. As fontes de energia não renováveis são caracterizadas pela de extração matériaprima finita da natureza. Os principais exemplos de fontes de energia não renováveis são os combustíveis fósseis e nucleares. Enquanto que as fontes de energia renováveis, se caracterizam por fazerem parte da natureza e serem, assim, naturalmente reabastecidas. Os principais exemplos de fonte de energia renováveis são o sol, o vento, a chuva, as marés e a calor do solo. 3

11 2.3 Energia Eólica. Energia eólica é fruto da transformação da energia do vento em energia útil, tal como na utilização de aerogeradores para produzir eletricidade, moinhos de vento para produzir energia mecânica ou velas para impulsionar veleiros. A energia eólica, enquanto alternativa aos combustíveis fósseis, é renovável, está permanentemente disponível, pode ser produzida em qualquer região, é limpa, não produz gases de efeito de estufa durante a produção e requer menos terreno para sua instalação. Figura 2.1 Utilizações distintas para a energia eólica. O vento é fruto do movimento do ar ao longo da superfície da Terra, sendo influenciado pelas zonas de altas e baixas pressões atmosféricas. O sol não aquece a superfície de forma regular, em razão da diferença no ângulo de incidência dos raios solares que não é uniforme ao longo do globo e, também, da superfície na qual incide os raios solares ser coberto ou não por vegetação. As massas de água, como os oceanos, aquecem e esfriam mais lentamente do que em terra. A energia em forma de calor absorvida pela superfície da Terra é transferida para a atmosfera e, uma vez que o ar aquecido é menos denso que o ar frio, sobe acima do ar esfriado para formar áreas de elevada pressão atmosférica criando diferenciais de pressão. A rotação da Terra arrasta a atmosfera envolvente, o que provoca turbulência. É a conjugação de todos estes fenómenos que provoca a alteração constante do padrão de ventos. 4

12 Figura 2.2 Diagrama do fluxo de vento ao longo da Terra. Na atualidade, grandes turbinas posicionadas em lugares com grande disponibilidade de vento para mover aerogeradores. Essas turbinas têm a forma de um cata-vento ou um moinho que produz energia elétrica com o movimento das pás. É necessário o agrupamento de diversos aerogeradores, resultando em parques eólicos, para que a produção de energia se torne rentável, no entanto, podem ser usados individualmente, para alimentar localidades remotas e distantes da rede de transmissão. [1] Existem dois tipos de instalação de aerogeradors, sendo estes onshore (em terra) ou offshore (marítima). As instalações offshore possuem o custo de instalação mais alto, quando comparado com uma instalação onshore, entretanto na offshore o potencial de geração é maior. Por este motivo a tecnologia offshore é utilizada em países com pequena extensão territorial, com pouco espaço disponível para as instalações em terra. O sistema de geração de energia elétrica pode ser on-grid (interligado à rede) ou off-grid (isolado da rede). No sistema on-grid a geração de energia é interligada à rede elétrica do Sistema Interligado Nacional (SIN) o qual é mais utilizado comercialmente. Já no sistema off-grid a geração é isolada da rede convencional trabalhando de forma autônoma, aplicado em regiões rurais ou marítimas afastadas em que não é viável traspor linhas de transmissão. 5

13 Figura 2.3 Exemplificação dos tipos de instalação de turbinas eólicas. A utilização da energia eólica possui diversas vantagens, a primeira é: uma fonte renovável, não emite gases de efeito estufa, gases poluentes e nem gera resíduos na sua operação, o que a torna uma fonte de energia de baixíssimo impacto ambiental; A segunda, o grande potencial eólico no mundo aliado com a possibilidade de gerar energia em larga escala, o que torna esta fonte uma alternativa para diversificar a matriz energética do planeta e reduzir a dependência aos combustíveis fosseis; E, a terceira: o fato de que se tornará uma das fontes de energia mais rentável, com a tendência de redução nos custos de produção, e com o aumento da escala de produção. Apesar de todas estas vantagens, ela não é uma fonte de energia confiável e por isso, ainda são necessários diversos estudos de mapeamento, medição e previsão dos ventos. Adicionalmente, os parques eólicos produzem poluição sonora e visual e podem também impactar na fauna da região na qual se localizem, devendo-se evitar instalações em corredores de migração de aves ou habitats de reprodução de animais silvestres. Salienta-se, ainda, que o custo das turbinas eólicas é elevado, o que pode ser um empecilho ao desenvolvimento de parques eólicos. Outra questão também importante é a necessidade de fazer manutenção, como qualquer dispositivo, dos componentes dos aerogeradores que deve ser realizada de forma preventiva e constante. A maior desvantagem consiste no fato de não ser possível ter confiabilidade de geração (ou intermitência da geração), pois a geração é dependente de vento que não é constante. Assim, como a disponibilidade de energia diária varia de um dia para outro, a geração eólica pode ser menos confiável que as fontes convencionais e, por este motivo, deve ser alternativa complementar e não substituta na matriz energética. 6

14 2.4 Energia Eólica no Brasil O Brasil é um país cuja produção de eletricidade baseou-se, historicamente, na dependência de duas principais matrizes: a hidrelétrica, predominante e prioritária, e a termoelétrica, cuja maioria das usinas opera somente em tempos de baixa da primeira matriz citada. Por esse motivo, a expansão da energia eólica no Brasil surge a partir da necessidade de diversificação das fontes energéticas do país para que este fique menos suscetível a crises no setor e também gere menos impactos ao meio ambiente. Embora a produção de energia a partir dos ventos ainda seja pouco representativa no território brasileiro, é perceptível a evolução do setor no país ao longo dos últimos anos. Figura 2.3 Mapa da velocidade do vento ao longo do território nacional. A região do Brasil com o maior potencial de produção de energia elétrica a partir dos ventos é a Nordeste, com 75 GW, a metade da capacidade de todo o país. Não por acaso, a maioria das usinas existentes encontra-se nessa região. Em segundo lugar, fica o Sudeste, com 29,7 GW; seguido pela região Sul, com 22,8 GW; a Norte, com 12,8 GW; e a centro-oeste, com uma capacidade de 3,1 GW [2]. 7

15 Além de ser importante no processo de diversificação da produção de eletricidade e diminuição da dependência de energia no Brasil, a expansão das fontes eólicas é necessária também por gerar menores impactos ambientais, como aqueles proporcionados na ativação de termoelétricas. Por esta razão, os investimentos nessa e em outras fontes, embora estejam se intensificando, precisam expandir-se ainda mais a fim de gerar uma maior gama de resultados e garantir um melhor desenvolvimento do país em termos de infraestruturas [3] [4] [5]. Figura 2.3 Balanço energético brasileiro nos anos de 2013 e

16 Capítulo 3 Turbinas Eólicas (Aerogeradores) 3.1 Fundamentos dos aerogeradores A energia eólica com a finalidade de conversão em energia elétrica pode ser obtida de várias formas. A mais comum é por meio de aerogeradores. Um aerogerador é um gerador elétrico integrado ao arvore de um cata-vento e que converte energia eólica em energia elétrica. Aerogeradores podem ser classificados de diversas maneiras: quanto ao tipo de rotor, quanto ao porte, quanto ao número de pás, quanto a direção do vento. Tipos de rotor Existem dois tipos básicos de rotores eólicos: os de arvore vertical (VAWT) e os de arvore horizontal (HAWT). Os rotores diferem em seu custo relativo de produção, eficiência, e na velocidade do vento em que têm sua maior eficiência. Figura 3.1 classificação de aerogeradores quanto ao tipo. 9

17 Porte Aerogeradores podem ser classificados de acordo com a quantidade de energia que conseguem gerar. Existindo assim: Pequeno porte - são aerogeradores de pequeno porte, geralmente para uso residencial próprio, gerando no máximo 30kw ou menos alcançando até 37 m de altura e 13 m de diâmetro; Médio porte - são aerogeradores capazes de alimentar uma vila, gerando no máximo média de 30kw a 500kw e alcançando até 50m de altura com 30m de diâmetro; Grande porte - são aerogeradores maiores, normalmente utilizados em parques eólicos para a geração de energia, gerando no máximo 8mw de energia elétrica, alcançando até 100 metros de altura. Número de pás Aerogeradores também podem ser classificados pelo número de pás que possuem, podendo ter: uma pá, duas pás, três pás ou multipás. Direção do vento Aerogeradores ainda podem ser classificados pela incidência do vento no rotor, podendo ser um aerrogerador frontal ( upwind ) ou um aerogerador de retaguarda ( downwind ). Figura 3.2 classificação de aerogeradores quanto à direção do vento. 10

18 3.2 Aerogeradores de arvore horizontal (HAWT) Os aerogeradores de arvore horizontal baseiam-se no princípio de funcionamento dos moinhos de vento. Apesar dos rotores com 2 pás serem mais eficientes, são mais instáveis e propensos a turbulências, trazendo risco, o que não acontece nos rotores de 3 pás que são muito mais estáveis, barateando seu custo e possibilitando a construção de aerogeradores de mais altos e com grande capacidade de geração de energia. Em seu pico de geração de energia, sua eficiência pode passar dos 45%. Os rotores de 3 pás possuem uma boa relação entre coeficiente de potência, custo e velocidade de rotação, bem como uma melhor estética comparada às turbinas de 2 pás. Rotores multipás são mais utilizados para bombeamento de água de poços artesianos, mas nada impede que sejam utilizados para geração de energia elétrica. Impulsionados tanto por força de arrasto como por força de sustentação, esses rotores têm seu pico de eficiência em ventos fracos, com uma eficiência de 30% Aerogeradores de arvore horizontal são os mais utilizados em razão de seu rendimento aerodinâmico ser superior aos de arvore vertical e estão menos expostos aos esforços mecânicos, compensando seu maior custo. Um aerogerador de arvore horizontal possui diversos componentes, alguns deles podem ser observados na figura abaixo. 11

19 Figura 3.3 Componentes de um aerogerador de arvore horizontal. 12

20 Capítulo 4 Projeto mecânico de um aerogerador 4.1 Principio de funcionamento Para se extrair a energia dos ventos, faz-se necessário a utilização de diversos componentes interligados. De modo simplificado, pode-se dizer que o princípio de funcionamento de um aerogerador parte dos ventos que escoam pelas pás, e esse movimento dos ventos gera uma força de sustentação nas pás, fazendo com que se movam e que o rotor gire. Uma vez que a arvore de baixa rotação está acoplado ao rotor, este também gira (com a mesma velocidade angular que o rotor). Acoplado à arvore de baixa rotação ainda é acoplado o sistema de frenagem do aerogerador. Ainda são utilizados mancais de apoio para garantir que a arvore não sofre esforços e deformações em excesso. Em seguida, para que o gerador possa operar, é necessária a instalação de um multiplicador de velocidade, no intuito de aumentar a velocidade de rotação e a transferir para outra arvore, que é chamado de arvore de alta rotação que também utiliza mancais de apoio. Por fim ocorre a conexão com o gerador, para que possa haver a conversão da energia cinética em energia elétrica. Todos esses elementos são sustentados pela torre, que por sua altura garante exposição a ventos mais velozes. Figura 4.1 Diagrama de funcionamento do aerogerador. 13

21 4.2 Considerações iniciais Para a realização do projeto do aerogerador, deve-se fazer algumas considerações iniciais, tais como: Velocidade do vento (U ) = 8,0 m/s; Altura do eixo do rotor (H) = 8,0 m; Diâmetro do rotor (D rotor ) = 2,5 m. Adicionalmente, por se tratar de uma instalação de pequeno porte (domiciliar) a nível do mar, é possível determinar: Temperatura Ambiente (T ambiente ) = 25 o C Pressão (P atm ) = 101, Pa; Massa específica do ar (ρ ar ) = 1,225 Kg/m 3 ; Viscosidade absoluta do ar (µ ar ) = 17, Pa. s E também é possível calcular a área de varredura (A rotor ) do rotor por meio da formula: A rotor = π D rotor 2 4 4,91 m Estudo aerodinâmico do projeto Para realizar o estudo aerodinâmico do projeto, faz-se necessário calcular a potência disponível do vento (Pot vento ) por meio das equações de fluxo de energia cinética (E c ) e de fluxo mássico (m ): E c = 1 2 m U 2 m = ρ ar A rotor U Sendo assim, Pot vento = 1 2 ρ ar A rotor U ,46 W 14

22 Entretanto, para aproveitar toda a potência disponível no vento, seria necessário que toda a massa de ar que passasse pelo rotor tivesse sua velocidade reduzida a 0, fazendo com que o rotor do aerogerador não se movimentasse. Sendo assim, nem toda potência disponível no vento é transmitida para o rotor, e deve-se considerar um rendimento aerodinâmico (C p ). Em 1919, o físico alemão Albert Betz definiu matematicamente o máximo rendimento aerodinâmico (C p MAX ), sendo assim conhecido por Limite de Betz [6] [7]. O limite de Betz demonstra que como o ar flui através de uma determinada área, ele retarda a partir da perda de energia para uma turbina, e pelo princípio da continuidade de massa o ar deve se espalhar para uma área mais ampla, como é representado por: Figura 4.2 Esquema gráfico do Limite de Betz Na figura 4.2, V1 Velocidade do vento antes do aerogerador; V Velocidade do vento nas pás do aerogerador; V2 Velocidade do vento após o aerogerador; S1 Seção do fluxo de vento antes do aerogerador; S Seção do fluxo de vento no aerogerador; S2 Seção do fluxo de vento após o aerogerador. Como resultado, se obtém que o máximo rendimento aerodinâmico é de 59% (C p MAX = 0,59). Vale a pena ressaltar que esse máximo rendimento se deve ao limite da natureza e por isso, não pode ser ultrapassado. 15

23 Após o cálculo da potência disponível do vento e sabendo qual é o máximo rendimento aerodinâmico de um aerogerador, é necessário, definir o perfil das pás e os esforços aplicados às mesmas. Com a finalidade de definir um perfil de pás com um bom rendimento aerodinâmico, utilizou-se dos dados apresentados por HAU, E [8] que podem ser observadas na seguinte tabela: Figura 4.3 Características de diferentes modelos de aerogeradores. Que como pode ser observado, para um raio de rotor inferior a 10m, foi utilizado um aerofólio do tipo NACA 44xx. Uma vez que o raio do rotor do projeto se encaixa em um dos modelos apresentados na figura 4.3, será utilizado o perfil NACA 44xx. 16

24 A partir dos modelos descritos em [8], é definido que o tip-speed ratio TSR (λ), que é a razão entre a velocidade tangencial na ponta da pá e a velocidade do vento no projeto é igual a 5,5 (λ = 5,5). Ainda deste modelo, é definido que o índice de solidez do rotor (σ), porcentagem da aérea do rotor coberta pelas pás, é igual 0,089. A partir do TSR (λ) e índice de solidez do rotor (σ), é possível calcular a velocidade angular do rotor (Ω rotor ) e o tamanho da corda (c) do perfil aerodinâmico escolhido utilizado as equações em que: D cubo Diâmetro de cubo do rotor; z Número de pás λ = Ω rotor. D rotor 2 U 2 π D rotor c = σ. 2. z (D rotor D cubo ) Como já mencionado, para número de pás (z) igual a 3 é obtida uma maior estabilidade no sistema além de ter um bom rendimento. Definindo que o diâmetro do cubo do rotor (D cubo ) é de 0,20m, é obtido que: Ω rotor = 35,2 rad/s 336,14 rpm c = 0,1266 m 0,12 m A partir do valor de tamanho de corda, é possível calcular o número de Reynolds (R e ) descrita por MCDONALD, A., T., FOX, R., W., PRITCHARD, P., J. [9], que é definido pela equação: R e = U. c. ρ ar µ ar = 67586, Utilizando o número de Reynolds (R e ) calculado, com o auxílio dos ensaios de perfis de pás conduzidos por H. ABBOTT, I., E. VON DOENHOFF, A. [10], onde podese observar as curvas de coeficiente de arrasto (C D ), coeficiente de sustentação (C L ) e o coeficiente de momento (C M ) em relação a um ângulo de ataque (φ). 17

25 Para a escolha do perfil de pá, é necessário encontrar um perfil de pá estudado com um alto coeficiente de sustentação (C L ) e um baixo coeficiente de arrasto (C D ). Após a análise de diversas curvas, foi definido que o perfil utilizado no projeto será o NACA 4418, que possui as curvas: Figura 4.4 Gráfico do coeficiente de momento (C M ) para o aerofólio NACA 18

26 Figura 4.5 Gráfico do coeficiente de arrasto (C D ) e coeficiente de sustentação (C L ) para o aerofólio NACA A partir das figuras 4.4 e 4.5, quando utilizado com um ângulo de ataque ( ) = 8, o aerofólio do tipo NACA 4418 fornece: Um coeficiente de arrasto (C D ) 0,11; Um coeficiente de sustentação (C L ) 1,2; e Um coeficiente de momento (C M ) -0,9 19

27 A teoria de elementos de pá, que tem como base a divisão da pá em secções independentes (que não interagem entre si) onde todos os cálculos são feitos utilizando a aerodinâmica bidimensional. Isto quer dizer que são desprezados todos os efeitos tridimensionais. O princípio dessa teoria é descrito por MANWELL, J, F., MCGOWAN, J, G., ROGERS, L, A., ET. AL. [11] e exibido nas figuras 4.6 e 4.7. Figura 4.6 Divisão dos elementos de pá. Figura 4.7 Análises das velocidades e dos esforços em um elemento de pa. A partir da teoria de elementos de pá, é possível calcular o ângulo relativo de incidência do vento (φ) e o angulo de passo(β) a partir das equações: U φ = tan 1 ( Ω rotor. R ) = 10,30o β = φ = 2,3 o 20

28 Assim como também é possível calcular, a força de sustentação(l), a força de arrasto (D) e o momento relativo ao gradiente de pressão (M) atuante em uma pá utilizando as formulas apresentadas por LEWIS, H. R., PAPADIMITRIOU, C. H. [12] e BURTON, T., SHARPE, D. JENKINS, N., BOSSANYI, E.[13] D rotor 2 1 L = 2 ρ. (Ω rotor. r) 2. C L. c δr = 71,11 N D cubo D = 2 D rotor 2 D cubo ρ. (Ω rotor. r) 2. C D. c δr = 6,51 N M = D rotor ρ. (Ω rotor. r) 2. C M. c 2. δr D cubo 2 = 0,64 N. m É notório que a formulação das forças de sustentação e arrasto formuladas a partir da teoria de elementos de pá não estão de acordo com as coordenadas fixas do rotor do aerogerador. Com a finalidade de facilitar os cálculos estruturais futuros para o resto do aerogerador, são calculadas as forças normais (F N ), tangenciais (F T ) e o torque resultante (T) atuantes em uma pá. F N pá = L. Cosφ + + D. Senφ = 71,12 N F T pá = L. Senφ + + D. Cosφ = 6,31 N T pá = r. F T = r ( L. Sen φ D. Cosφ) = 5,55N M rotor = 0,64 N. m Considerando as três pás, se obtém que os esforços atuantes no rotor são calculados multiplicando por 3 os esforços atuantes em uma pá, F N Rotor = 213,33 N F T rotor = 0 N (devido a simetria) T rotor = 16,65 N M rotor = 0 N. m (devido a simetria) 21

29 pelo vento, A partir do torque atuante no rotor, pode-se calcular a potência fornecida ao rotor Pot rotor = T. ω = 586,08 W. Uma vez obtida a potência fornecida ao rotor pelo vento (Pot rotor ), é possível calcular o coeficiente aerodinâmico (C p ) do perfil utilizado nesse projeto, C p = Pot rotor Pot vento = 0,3807 = 38% 4.4 Projeto das Pás do Aerogerador Figura 4.8 Pá com o perfil NACA 4418 utilizada no projeto. A pá pode ser fabricada a partir de uma liga de alumínio 7075 T6, que possui boa resistência mecânica e baixa massa especifica. Com a referida liga, é feito o encaixe no cubo do rotor, assim como é feito uma viga de modo a suportar os esforços atuantes em cada pá. Cada pá possuiria aproximadamente 5 Kg. A fim de verificar os esforços atuantes na pá, foi realizado um estudo de elementos finitos, onde a extremidade com os furos foi fixada e as forças encontradas pelo estudo aerodinâmico da pá foram aplicadas na outra extremidade. Sabe-se que os esforços não 22

30 são aplicados desta forma, mas a fim de ser conservador, o estudo será realizado desta maneira. Figura 4.9 Modelo de elementos finitos das tensões aplicadas a pá do aerogerador. Adicionalmente, as pás do aerogerador também podem ser fabricadas a partir da de uma barra de aço 4340 AISI envoltas de espuma de poliuretano rígida, sendo posteriormente essa espuma coberta de fibra de vidro. Para tal, foi feito um segundo modelo para analisar os esforços atuantes na referida pá. Figura 4.10 Modelo de elementos finitos das tensões aplicadas a barra. 23

31 4.5 Projeto do cubo do aerogerador O cubo é a peça que tem como finalidade conectar as pás do rotor à arvore de baixa rotação. Uma vez que as forças atuantes não são grandes e visando diminuir o peso do sistema, o material utilizado na confecção do cubo será a liga de alumínio 7075 T6. Principais propriedades da liga de alumínio 7075 T6: Massa Específica do Alumínio (ρ 7075 T6 ) = 2850 Kg/m³ Tensão de escoamento (S y 7075 T6 ) = 542 MPa Tensão de ruptura (S ut 7075 T6 ) = 593 MPa Figura 4.11 Tabela com propriedades mecânicas de diferentes materiais. Figura 4.12 Cubo do Rotor utilizado no projeto. 24

32 Assim como foi feito para as pás, realizou-se um estudo de elementos finitos para analisar as tensões atuantes no cubo do rotor. A configuração da simulação é que fixado o furo por onde a arvore passa, e aplica-se a força nos rasgos onde as pás do aerogerador são fixadas. Pode-se observar que as tensões atuantes no cubo do rotor são bem pequenas, não sendo suficientes para alcançar o limite de escoamento do material escolhido para fabricar o cubo do rotor. Figura 4.13 Estudo de tensões no cubo do rotor utilizado no projeto. 4.6 Seleção do Gerador Elétrico Para selecionar o gerador elétrico deve-se estimar a potência que será entregue ao mesmo. Como já demonstrado, embora a potência disponível do vento fosse de 1539,46W, devido às escolhas de perfil de pá, angulo de ataque, angulo de passo só se consegue aproveitar 586,08W. 25

33 Figura 4.14 Gerador elétrico da fabricante WEG. Essa potência 586,08W seria a potência de entrada no aerogerador, no entanto, devido ao sistema mecânico do aerogerador, haverá mais perdas. Após um estudo de diversos documentos, teses e livros, estima-se que os rendimentos de transferência de potência dos seguintes elementos são: Arvores 1.0 Pares Mancais de Rolamento 0.99 Pares de Engrenagens 0,96 Acopladores 0,96 Considerando que no nosso sistema possui: 5 arvores, 5 pares de mancais de rolamento, 2 pares de engrenagens e 2 acopladores, estima-se que o rendimento mecânico (η mec ) do sistema é: η mec = 80% como: Sendo assim, a potência de entrada no gerador elétrico (P entrada GE ) é estimada 26

34 P entrada GE = η mec. P rotor = 468,86 W A partir desse valor, é possível entrar em um catalogo de fabricante de geradores elétricos e escolher um adequado à utilização no projeto. Fazendo isso, foi escolhido o Motor Elétrico WEG W22 IR3 Premium a partir do catalogo da fabricante [14], onde o referido motor possui a seguinte folha de dados: Figura 4.15 Parte da folha de dados do gerador elétrico utilizado no projeto. Como o rendimento do motor elétrico (ηele) é de 75%, se tem que a potência gerada pelo aerogerador é aproximadamente: P entrada GE. η ele = 351,65 W 27

35 4.7 Seleção do Freio Ao selecionar o freio do sistema, deve-se considerar dois fatores: a velocidade angular da arvore de baixa rotação (Ω rotor ) e torque nele atuante (T rotor ). Utilizando o catalogo da Mayr [15], é selecionado um freio eletromagnético, modelo Roba-Quick que tem a capacidade de frear uma arvore a 6100 rpm e com 45 N.m de torque. Deve-se ressaltar que o diâmetro do flange é variável, sendo o diâmetro mínimo igual a 15mm e o máximo igual a 35 mm (sendo preferencialmente igual a 25mm ou 30mm). A do partir dos cálculos realizados para as arvores neste projeto, o diâmetro do flange será de 25mm Figura 4.16 Ilustração do freio eletromagnético Roba-Quick _.0. Esse tipo de freio tem como princípio de funcionamento, a aplicação de uma corrente em uma bobina que por reação atrai um disco de freio e assim, provocando a frenagem da arvore. 28

36 4.8 Projeto do Multiplicador de velocidades Projeto das Engrenagens do Multiplicador de velocidades Como já mencionado, o multiplicador de velocidades tem como objetivo aumentar a velocidade de angular para entrega-la á arvore do gerador elétrico, preferencialmente o mais próximo possível da velocidade angular nominal do gerador. Portanto, o multiplicador deve ser dimensionado em conformidade com a velocidade angular da arvore do rotor (Ω rotor ) e com a velocidade angular nominal do gerador (Ω nominal G ). Inicialmente se tem que: Torque de Entrada (T rotor ) = 16,65 N. m Rotação de Entrada (Ω rotor ) = 336,14 rpm Rotação Nominal do Gerador (Ω nominal G ) = 1725 rpm Sendo assim, pode-se determinar a razão total de engrenamento do multiplicador de velocidades (i t ) por meio da formula: i t = Ω nominal G Ω rotor 5,132 Segundo BUDYNAS, R., G., NISBETT, J., K. [16], recomenda-se a utilização de uma razão de engrenamento (i) inferior a 4. Adicionalmente, de modo a minimizar o tamanho das engrenagens do multiplicador de velocidades, serão utilizado dois pares de engrenagens com o mesmo fator de engrenamento, que é definido a partir de: i t 2,265 Então, escolhe-se trabalhar com a razão de engrenamento de projeto (i) igual a 2,25 para os dois pares de engrenagem. Portanto, pode-se calcular as velocidades de rotação de cada etapa do multiplicador de velocidades. Velocidade de rotação de entrada (Ω 1 = Ω rotor ) = 336,14 rpm = 35,2 rad/s Velocidade de rotação intermediaria (Ω 2 = Ω 1. i) = 756,32 rpm = 79,2 rad/s Velocidade de rotação de saída (Ω 3 = Ω 2. i) = 1701,71 rpm = 178,2 rad/s 29

37 Assim como também é possível calcular o torque que cada etapa do multiplicador de velocidades transmite. Torque na arvore de entrada (T 1 = T rotor ) = 336,14 rpm = 16,65 N. m Torque na arvore de intermediaria (T 2 = Pot rotor Ω2 ) = 0,62 N. m Torque na arvore de saída (T 3 = Pot rotor Ω3 ) = 0,28 N. m Considerando que as engrenagens possuem um ângulo de pressão dos dentes (θ) de 20º, se tem que o número mínimo de dentes para o pinhão (z min ) é de: z min = 2k Sen 2 = 17,1 = 18 dentes θ em que as engrenagens possuem uma altura de cabeça (k) igual a 1,0. A partir da razão de engrenamento (i) e do número mínimo de dentes para o pinhão (z min ), estipula-se que o número de dentes dos pinhões (z p ) é de 24 dentes. Dessa maneira, o número de dentes das coroas (z c ) é dado por: z c = z p. i = 54 dentes A escolha do módulo das engrenagens (m) interfere diretamente nos tamanhos das engrenagens e consequentemente nos esforços que atuam sobre elas. Como mencionado anteriormente, é desejado um multiplicador de velocidades compacto, sendo assim escolhe-se um módulo das engrenagens (m) a partir dos que são utilizados normalmente, presentes na tabela: Figura 4.17 Tabela de módulos de engrenagens (m) usualmente utilizados. 30

38 O valor escolhido, que atende aos critérios estipulados, é o módulo das engrenagens (m) igual a 2,5 mm. Por resultado, se tem que o passo diametral (P d ) é dado por: P d = 1 = 0,4 mm 1 m A partir do módulo das engrenagens (m), calcula-se o diâmetro primitivo dos pinhões (D p pinhão ) e o diâmetro primitivo das coroas (D p coroa ) por meio das fórmulas: D p pinhão = z p. m = 60 mm D p coroa = z c. m = 135 mm Uma vez que se possui os diâmetros primitivos e as velocidades de rotação das engrenagens, é possível encontrar as velocidades lineares nos círculos primitivos de cada engrenagem. Estes são dados por: V coroa 1 = Ω 1. D p coroa = 2,376 m/s V pinhão 1 = Ω 2. D p pinhão = 2,376 m/s V coroa 2 = Ω 2. D p coroa = 5,346 m/s V pinhão 2 = Ω 3. D p pinhão = 5,346 m/s onde: V coroa 1 Velocidade da coroa no primeiro par de engrenagens; V pinhão 1 Velocidade do pinhão no primeiro par de engrenagens; V coroa 2 Velocidade da coroa no segundo par de engrenagens; V pinhão 2 Velocidade do pinhão no segundo par de engrenagens. Por meio das velocidades lineares nos círculos primitivos de cada engrenagem (V engrenagem )e da potência transmitida ao longo do multiplicador de velocidades (Pot rotor ), consegue-se calcular as forças tangencial (W T engrenagem) e radial (W R engrenagem) atuante nos dentes de cada par de engrenagens a partir das formulas: 31

39 W T engrenagem = Pot rotor V engrenagem W R engrenagem = W T engrenagem. tan θ engrenagem: obtendo-se os seguintes valores para os esforços atuantes em cada par de W T coroa 1 = W T pinhão 1 = 197,33 N W R coroa 1 = W R pinhão 1 = 71,82 N W T coroa 2 = W T = 87,70 N pinhão 2 W R coroa 2 = W R = 31,92 N pinhão 2 Calculado os esforços atuantes nos dentes de cada engrenagem, deve-se então, avaliar a resistência das mesmas. Neste projeto, será avaliada a resistência a flexão na base do dente da engrenagem e resistência a desgaste superficial da engrenagem (crateramento) segundo as normas ANSI/AGMA definidas em [16]. engrenagens. Figura 4.18 Tabela de propriedade mecânica dos materiais utilizados em 32

40 Por meio da tabela acima, apresentada por [16], se define que o material utilizado na fabricação das engrenagens será o AISI 4340 temperado (em banho de água) e revenido a 425ºC. Principais propriedades do aço AISI 4340 Q&T 425ºC: Tensão de escoamento (S y 4340 ) = 1360 MPa Tensão de ruptura (S ut 4340 ) = 1470 MPa Dureza Brinell (HB 4340 ) = 430 HB Principais propriedades das engrenagens do projeto. Ângulo de pressão das engrenagens (θ) = 20 Razão de engrenamento do multiplicador de velocidades (i) = 2,25 Módulo das engrenagens (m) = 2,5 mm Tem-se como recomendação que a largura de face (b) deve ser de 3 a 5 vezes o passo circular (p). Sendo o passo circular obtido através da formula: p = π. m = 7,854 mm Pela recomendação acima tem-se que a largura de face (b) deve ser 23,56 mm < b < 39,27 mm. Tendo em vista que os esforços aplicados nas engrenagens não são muito altos e que o material utilizado possui altos valores de resistência, será utilizada a largura de face (b) = 20mm. Mesmo sabendo que o valor escolhido foge da recomendação, a escolhe foi feita a fim de evitar o superdimensionamento das engrenagens. Deve-se ressaltar que para o cálculo de resistência das engrenagens será considerado as piores situações, ou seja, onde atuam os maiores esforços e aonde estes são mais críticos. Considerando que os pares de engrenagens seriam feitas do mesmo material, serão realizados os cálculos de resistência para o pinhão do primeiro par de engrenagens, já que este está submetido à maior força tangencial e possui a geometria mais crítica (menor). A partir dos dados anteriormente obtidos, é possível calcular a resistência da engrenagem à fadiga na base do dente a flexão segundo as normas AISI/AGMA, descritas na formula: 33

41 σ = W T. K o. K v. K s. ( 1 b. m ). (K h. K b ) Yj onde: σ W T K o K v K s b m K h K b Yj Tensão atuante na base do dente da engrenagem; Força transmitida pelos dentes das engrenagens; Fator de sobrecarga; Fator de dinâmico; Fator de tamanho; Largura do dente; Módulo geométrico; Fator de distribuição de carga no dente; Fator de espessura de dente; e Fator geométrico. A força transmitida pelos dentes das engrenagens (W T ) será equivalente a força tangencial atuante nos dentes do pinhão do primeiro par de engrenagens (W T pinhão 1 = 197,33 N). Então, determina-se o fator de sobrecarga por meio da tabela: Figura 4.19 Tabela para o fator de sobrecarga (K o ) em engrenagens. Sendo conservador e considerando que o choque da fonte de potência é médio e que o da máquina acionada (gerador elétrico) é uniforme, concluí-se que K o = 1,5 34

42 Figura 4.20 Gráfico para o fator de dinâmico (K v ). Para a determinação do fator dinâmico, considera-se a maior velocidade linear das engrenagens, que ocorre no segundo par de engrenagens (V coroa 2 = V pinhão 2 = 5,346 m/s ). Adicionalmente, é estipulado que fator de qualidade AGMA (Q v ) é igual a 7, que corresponde a uma qualidade de trabalho boa e barata (no limite da qualidade de trabalho utilizado em engrenagens de precisão). Portanto, graficamente se obtém que: K v = 1,34 A determinação do fator de tamanho (K S ) é dado pela formula: K S = 1,003 (b. m Y) 0,0535 onde: b m Y Largura de face do dente (b = 20mm); Módulo geométrico (m = 2,5 mm); e Fator de forma de Lewis. 35

43 Figura 4.21 Tabela para o fator de forma de Lewis (Y). Por meio da tabela acima e sabendo que o número de dentes do pinhão (z p = 24 dentes), se obtém que o fator de forma de Lewis é Y = 0,337 Por consequência, K S = 1,003 (b. m Y) 0,0535 = 1,201 Para o fator de distribuição de carga no dente (K h ), se tem que: K H = 1 + C mc ( C pf. C pm + C ma. C e ) Onde: C mc = 1 (devido ao fato das engrenagens não possuírem coroamento); C pf = , ,0125F = 0,3958 (uma vez que b = 20mm) C pm = 1 (as engrenagens estão posicionadas no centro entre os dois rolamentos); 36

44 Figura 4.22 Gráfico para C pm. C ma = 0,15 (determinado graficamente uma vez que b = 20mm = 0,8 in) C e = 1 (engrenamento não é ajustado na montagem e nem a compatibilidade é melhorada) Portanto, K H = 1 + C mc ( C pf. C pm + C ma. C e ) = 1,5458 tem-se que: Uma vez que as engrenagens utilizadas no presente projeto não possuem bordas, K B = 1,0 Por fim, faz-se necessário calcular o fator geométrico (Y j ). Este fator geométrico depende do ângulo de pressão (θ) e dos números de dentes do pinhão (z p ) e da coroa (z c ). Para um ângulo de pressão (θ) de 20, o fator geométrico (Y j ) pode ser encontrado utilizando gráfico abaixo: 37

45 Figura 4.23 Gráfico para fatores geométricos (Y j ). é: Finalmente, se obtém que a tensão atuante na base do dente das engrenagens (σ) σ = W T. K o. K v. K s. ( 1 b. m ). (K h. K b ) = 41,01 MPa Yj Deve-se então, calcular a tensão admissível a flexão na base do dente (σ all ) a fim de encontrar o fator de segurança a flexão do dente (FS f ), a tensão admissível a flexão na base do dente (σ all ) pode ser calculada pela equação: Y N σ all = S t. Y θ. Y Z Em que: S t Resistência flexional de engrenagens Y N Fator de ciclagem Y θ Fator de temperatura 38

46 Y Z Fator de confiabilidade A resistência flexional de engrenagem (S t ) pode ser encontrada por meio da equação: S t = 0,568 HB + 83,8 = 328,04 MPa Figura 4.24 Gráfico para fatores de ciclagem (Y N ) Para ciclos, tem-se que o fator de ciclagem (Y N ) é de 0,8. Para temperaturas inferiores a 120 C, tem-se que o fator de temperatura (Y θ ) é igual a 1,0. O fator de confiabilidade é obtido por meio da tabela: Figura 4.17 Gráfico para fatores de confiabilidade (Y Z ) 39

47 Portanto, define-se que o fator de confiabilidade (Y Z ) é igual a 1,0. Sendo assim, Y N σ all = S t. = 262,432 MPa Y θ. Y Z Em posse da tensão atuante na base do dente das engrenagens (σ) e da tensão admissível a flexão na base do dente (σ all ), pode se calcular o fator de segurança a flexão do dente (FS f ). FS f = σ all σ = 6,399 Após o calcular de resistência da engrenagem à fadiga na base do dente a flexão, deve-se então calcular a resistência da engrenagem à crateramento (desgaste superficial) da segundo as normas AISI/AGMA, descritas na formula: σ c = Z e. W T. K 0. K v. K H 1 D p. b. Z r Z l Em que: σ c Resistência a crateramento (desgaste) Z e Coeficiente elástico W T Força transmitida pelos dentes das engrenagens K 0 Fator de sobrecarga K v Fator de dinâmico K H Fator de distribuição de carga no dente D Diâmetro primitivo b Largura do dente Z r Fator de condição superficial Z l Fator geométrico Uma vez que a coroa e o pinhão são fabricados com o mesmo material (aço AISI 4340), eles possuem o mesmo módulo de elasticidade (E P = E c 200 GPa) e mesmo coeficiente de Poisson (ν P = ν c = 0,3). Calcula-se então o coeficiente elástico (Z e ): 40

48 1 Z e = [ π ( 1 ν P 2 E + 1 ν 2 ] G P E ) G 1 2 = 191 MPa A partir do momento em que as engrenagens utilizadas no multiplicador de velocidade são novas, tem-se que o fator de condição superficial (Z R ) é igual a 1,0. Adicionalmente, uma vez que o ângulo de pressão das engrenagens (θ) é de 20, a razão de engrenamento (i) é de 2,25 e a razão de compartilhamento de carga (m N ) é de 1,0 (utilização de dentes retos), se obtém o fator geométrico a partir de: Z L = Cosφ T. Senφ T 2 mn m G. m G + 1 = 0,111 Logo, σ c = Z e. W T. K 0. K v. K H 1 D p. b. Z r Z l = 410,34 MPa Assim como foi feito para o critério de resistência a flexão na base do dente, se deve calcular a tensão de contato admissível (σ call ) para a superfície da engrenagem. Esta é obtida por meio da equação: σ call = σ HP. Y n. Z w Y θ. Y z Em que: σ HP Tensão admissível de contato do material Y n Fator de ciclagem Z w Fator de razão de dureza Y θ Fator de temperatura Y z Fator de confiabilidade 41

49 Para uma engrenagem de aço grau 1 endurecido por chama ou indução e raízes não endurecidas, se tem que a tensão admissível de contato do material (σ HP ) é de psi ou 1551 Mpa. Pelo fato das engrenagens serem fabricadas a partir do mesmo material, ambas possuem a mesma dureza. Logo a razão entre a dureza do pinhão pela coroa é igual a 1,0, resultando em um fator de razão de dureza (Z w ) igual a 1,0 Portanto, se obtém que: σ call = σ HP. Y n. Z w Y θ. Y z = 1240 MPa Analogamente ao critério de resistência anterior, calcula-se o fator de segurança de crateramento (FS c ) por: FS c = σ call σ c = 3,021 Como ambos os critérios de resistência AISI/AGMA foram satisfeitos com um fator de segurança relativamente alto, as considerações e escolhas adotadas nesse projeto aparentam estar corretas Projeto das Arvores do Multiplicador de velocidades Figura 4.25 Esquema da arvore mais solicitado do multiplicador de velocidades 42

50 Sendo as forças de reação dos mancais (R A & R B )e as forças de transmissão (W T )e tangenciais (W R )atuantes nas engrenagens. É utilizado o programa MD Solids calcular as reações R A x, R A y, R B x e R B y ; os diagramas de esforços cortantes e os diagramas de momento fletor. Configura-se o programa para fazer os cálculos em dois planos XZ e YZ. No plano XZ, é o plano em que a engrenagem sofre um esforço tangencial à face transmissora de potência. No plano YZ, é o plano em que a engrenagem sofre um esforço normal a face transmissora de potência. Como em todo o projeto, os cálculos serão realizados adotando os maiores esforços atuantes. No plano XZ, os esforços atuantes são: W R pinhão 1 = 71,82 N W R coroa 2 = 31,92 N Figura 4.26 Diagrama de esforços no plano XZ da arvore mais solicitado. 43

51 A partir dos diagramas acima, determina-se as reações atuantes nos apoios: R A x = 53,61 N R B x = 13,71 N No plano YZ, os esforços atuantes são: W T pinhão 1 = 197,33 N W T coroa 2 = 87,70 N Figura 4.27 Diagrama de esforços no plano YZ da arvore mais solicitado. A partir dos diagramas acima, determina-se as reações atuantes nos apoios: R A y = 147,29 N R B y = 37,66 N 44

52 Pelos diagramas de momento fletor, é possível observar que a arvore é mais solicitado, isto é, sofre um maior momento fletor quando seu comprimento (L) = 50mm. Assim, calcula-se o momento fletor total (M F ) em (L) = 50mm M F = M 2 xz + M 2 yz = 2, ,78 2 = 7,21 N. m O torque (T) atuante na arvore é de: T = 16,65 N. m Novamente, será utilizado as premissas e recomendações apresentadas por [16] para um dimensionamento conservador de uma arvore. Primeiramente, é definido o material da arvore como sendo o Aço AISI 1040 estirado à frio, tendo as seguintes propriedades: Tensão de escoamento (S y 1040 ) = 490 MPa Tensão de ruptura (S ut 1040 ) = 590 MPa Alongamento = 12% Dureza = 170 HB Figura 4.28 Fluxograma para critérios de estudo de falha. 45

53 Aplicando o critério de estático da Máxima Energia de Distorção, pode-s4 calcular o diâmetro mínimo necessário, segundo a formula: FS d min = M 2 π. S F + 0,75 T 2 = 0,00944 m y Encontra-se que o diâmetro mínimo (d min ) para suportar a carga estática é de 9,44mm (utilizando um fator de segurança (FS) = 2,0). Ainda assim, deve-se calcular o diâmetro mínimo necessário para suportar as cargas alternadas. Figura 4.29 Gráfico que demonstra os critérios de estudo de falha. Dentre os critérios apresentados por [16] o mais conservador é o critério de Soderberg. Portanto, como está sendo adotado uma postura conservadora em todo o projeto, será utilizado o critério de fadiga de Soderberg, que é: 1 FS = σ a + σ m S e Em que: FS Fator de segurança; σ a Tensão alternada; σ m Tensão média; S e Resistência a fadiga; e S ut Resistência a ruptura. 46 S ut

54 Realiza-se então, o cálculo da resistência à fadiga da arvore, calculando o valor limite de resistência à fadiga (S e ), que é dado por: S e = K a. K b. K c. K d. K e. S e Em que: K a Fator de superfície K b Fator de tamanho K c Fator de carregamento K d Fator de temperatura K e Fator de confiabilidade S e Limite de resistência a fadiga O fator de superfície leva em consideração somente o processo de fabricação foi utilizado. É possível calcular o fator de superfície (K a ) segundo: K a = a. S ut b Sendo a e b, dois fatores que podem ser encontrados na seguinte tabela: Figura 4.30 Tabela para os fatores a e b de K a. Considerando que a arvore a ser utilizado seria usinado, nota-se que a = 4,51 e b = -0,265. Sendo assim, K a = 0,88 47

55 O fator de tamanho (K b ) leva em consideração o diâmetro da arvore e é calculado da seguinte forma: K b = 1,24. d 0,107 K b = 1,51. d 0,157 Se 2,79 d 51 mm Se 51 d 254 mm É possível inferir que pelas cargas exercidas nas arvores que o diâmetro da arvore não deve ser maior do que 51mm. Para realizar um cálculo preliminar, considera-se d = 20mm. Logo, K b = 0,90 O fator de carregamento (K c ) leva em consideração qual tipo de carregamento é empregado na arvore. Nesse caso, se tem que: 1,0 Flexão K c = { 0,85 Axial 0,59 Torção No entanto, [16] recomenda a utilização de K c = 0,59 somente para fadiga torcional pura. Quando a torção está combinada com outras tensões tais como flexão, K c = 1,00 e o carregamento combinado é tratado usando-se a tensão efetiva de Von Mises. K c = 1,00 O fator de temperatura (K d ) leva em consideração a temperatura operacional da arvore. Nesse caso, se tem que: K d = 1,025 (para T 150 C) Seguindo a temperatura de trabalho adotada nos cálculos das engrenagens e adotando uma postura conservadora, considera-se que as arvores trabalham em uma temperatura inferior a 150 C. 48

56 O fator de confiabilidade (K e ) é calculado coma seguinte formula: K e = 1 0,08. Z a Figura 4.31 Tabela para o fatore de confiabilidade (K e ). Logo, considerando a mesma confiabilidade utilizada nos cálculos de engrenagens (99%), se tem que: K e = 0,814 S e = { 0,5 S ut S ut 1400MPa 700 MPa S ut 1400MPa Logo, S e = 245 MPa S e = K a. K b. K c. K d. K e. S e = 194,94 MPa O fator de concentração de tensão de fadiga (K f ) leva em consideração o fator de concentração de tensão (K t ) e a sensitividade de entalhe(q), sendo que: K f = 1 + q (K t 1) 49

57 Figura 4.32 Gráfico para sensitividade de entalhe (q). Do gráfico acima, adotando o raio do entralhe (r) = 1,00 mm, e sendo a resistência a ruptura (S ut ) = 590 GPa, se obtém que a sensitividade de entalhe (q) = 0,8. Figura 4.33 Gráfico para fator de concentração de tensão a flexão (K t ). 50

58 Figura 4.34 Gráfico para fator de concentração de tensão a cisalhamento (K ts ). A partir dos gráficos, e considerando que a razão entre os diâmetros da arvore (D/d) = 2,0, se obtém K t = 2,2 & K ts = 1,8. Sendo assim, K f = 1,84 K fs = 1,56 Em que: K f Fator de concentração de tensão de fadiga a flexão; e K fs Fator de concentração de tensão de fadiga a cisalhamento. De acordo com a teoria da máxima energia de deformação, as tensões média (σ m ) e alternada (σ a ) podem ser calculadas da seguinte forma: σ m = (σ 2 m + τ 2 a ) 1 2 = [( 32 K 2 f. M m π d 3 ) + 3 ( 16 K 1 2 fs. T 2 m π d 3 ) ] 51

59 σ a = (σ 2 a + τ 2 a ) 1 2 = [( 32 K 2 f. M a π d 3 ) + 3 ( 16 K 1 2 fs. T 2 a π d 3 ) ] Em que: M m Momento fletor médio; T m Torque médio; M a Momento fletor alternado; e T a Torque alternado. Combinando essas três equações, é possivél determinar o diâmetro mínimo que suporte o critério de fadiga de Soderberg. Uma vez que o momento fletor (M m ) e o torque alternado (T a ) são nulos e para um fator de segurança (FS) = 1,5, se obtém que: FS d min = π (K f. M a ) ,75 (K fs. T m ) 2 2 S e S y d min = 0,0109m 11mm Como foi demonstrado, para os carregamentos apresentados pelo multiplicador de velocidades, o menor diâmetro possível para as arvores utilizados neste deve ser de 11mm. No entanto, visando facilitar a fabricação e para que os rolamentos tenham uma maior vida, serão utilizadas arvores de diâmetros próximos a 25mm em todo o projeto. Nesse projeto, não foram utilizadas arvores estriados. Logo, a transferência de potência das arvores ocorre por meio de chavetas. Estas serão dimensionadas a seguir. Utiliza-se o aço SAE 1008 para a confecção das chavetas, esse material tem como propriedades: Módulo de Elasticidade (E SAE 1008 ) = 130 GPa Tensão de escoamento (S y SAE 1008 ) = 170 MPa Tensão de ruptura (S ut SAE 1008 ) = 305 MPa Alongamento = 30% 52

60 Neste projeto, será utilizada a norma DIN 6885/1 para o dimensionamento das chavetas utilizadas. A partir da tabela abaixo, pode-se obter as dimensões de chaveta recomendadas pela norma. Figura 4.35 Tabela para o dimensionamento de chavetas e rasgos nos arvores. Por meio da tabela, se obtém que: Largura da chaveta (b) = 8mm Altura total da chaveta (h) = 7 mm Altura de rasgo na arvore (t 1 ) = 4 mm Altura de rasgo na engrenagem (t 2 ) = 3,3 mm A máxima força que a arvore aplica é dada por: F c = 2. T d = 1332 N Logo, comprimento mínimo da chaveta é dado por: 53

61 l min = 2. F c. n t. S y = 0,0078 m = 8mm No projeto, será utilizado o comprimento de chaveta (l) = 9 mm Seleção dos Rolamentos do Multiplicador de velocidades Como mencionado anteriormente, o diâmetro da arvore utilizada no projeto será de 25mm. Sendo assim, será escolhido a princípio o rolamento SKF6005-2Z a partir do Catálogos SKF [17] para rolamentos, com: C = N (Carga Dinâmica) C 0 = 6550 N (Carga estática) Calculam-se os esforços radiais e axias que os mancais sofrem a partir dos cálculos realizados para as arvores e para as pás. O maior esforço radial é proveniente do multiplicador de velocidade, que é: R A x = 47,01 N R A y = 129,17 N Fr = (R A x ) 2 + (R A y ) 2 = 137,45 N O maior esforço axial é proveniente das pás, que é: F a = 213,33 N Sendo assim, os cálculos para a carga dinâmica (P) equivalente são: P = F r E os cálculos para a carga estática equivalente (P 0 ) são: P 0 = F r 54

62 Calcula-se então a razão F a /C 0 para se obter e, Y1 e Y2. Se obtém que: e = 0,22 X = 0,56 Y = 1,99 Fa C 0 = 0,325 Logo, se obtém que: P = 501,5 N P 0 = 189,2 N Então, calcula-se a números de ciclos que o mancal escolhido consegue operar, quando submetido ao referente carregamento: L = a 1. a SKF ( C P ) a Em que: L Número de rotações (vida) a 1 Fator de confiabilidade a SKF Fator da SKF (lubrificação, velocidade, fadiga) a Constante para o tipo de rolamento C Capacidade de carga C Carga dinâmica Consultando o manual do fabricante (SKF), encontra-se que: a 1 = 0,25 (99% de confiabilidade) a SKF 4 a = 3 (Rolamento esférico) Logo, encontra-se que o número de ciclos realizados pelo rolamento é de: L = Revoluções 55

63 4.9 Projeto do Suporte do Conjunto Como o nome menciona, esta peça tem como função suportar e fixar todos os componentes da nacele. O suporte é fabricado a partir de um bloco de aço AISI 1020 e posteriormente é soldado a um tubo de mesmas dimensões que a torre. Assim como nas pás e no cubo do rotor, foi feito um estudo de elementos finitos para avaliar os esforços a que o suporte seria submetido. Neste modelo, a parte que se encaixa com a torre é fixada, e nas diferentes partes planas é aplicada o peso aproximado das peças do projeto: 35 Kg para o conjunto do rotor, 25Kg para o conjunto do multiplicador de velocidades e 15 Kg para o gerador elétrico. Os resultados obtidos mostram que a maior tensão a que o suporte está submetido a 13Mpa, bem inferior ao limite de escoamento do material. Figura 4.36 Projeto do suporte do aerogerador. 56

64 aerogerador. Figura 4.37 Modelo de elementos finitos realizado para o suporte do 4.10 Seleção do Acoplador No presente projeto são utilizados acopladores, de modo a evitar arvores muito longas, já que estes sofreriam mais (com maiores deformações e esforços) quando submetidos aos esforços atuantes. Foi necessária a utilização de acopladores, um para transmitir a potência da arvore do rotor à arvore de entrada do multiplicador de velocidades e outro para transferir a potência da arvore de saída do multiplicador de velocidades ao gerador elétrico. O acoplador para o dito aerogerador foi escolhido dentre os apresentados pela a fabricante Mayr [15], e o tipo selecionado foi o ROBA-ES , capaz de suportar um torque nominal de 1250 N.m. Figura 4.38 Acopladores ROBA-ES

65 4.11 Projeto da nacele Figura 4.39 Projeto da nacele. A nacele foi desenhada de forma a comportar todos os equipamentos do aerogerador de forma compacta e a ser, quando possível aerodinâmico também. A nacele é fabricada utilizando fibra de vidro, que fornece uma boa resistência mecânica, além de ser mais barata. Figura 4.40 Projeto da nacele com a sua fixação. Conforme pode ser observado na figura 4.40, são utilizados diversos parafusos do tipo M6 para a fixação das duas partes da nacele. 58

66 4.12 Dimensionamento da torre do aerogerador Sabe-se que a altura do aerogerador deve ser 8m (dados iniciais de projeto). A fim de evitar os efeitos de deflexão e flambagem, utilizam-se três tubos de 2,5m de comprimento e o encaixe do aerogerador na torre terá os 0,5m restantes. A partir do Catálogos Votorantim [18] utiliza-se o perfil KR-1393 que tem como propriedades: Diâmetro externo (D e ) = 160 mm; Espessura de parede (t) = 10 mm; Massa específica linear (q) = 12,723 Kg/m; Módulo de Elasticidade (E) = 201 GPa; Tensão de escoamento (S y ) = 390 MPa. Sendo assim, pode-se calcular o diâmetro interno (D i ), a área da seção do tubo (A), a área de contato com o vento (A contato com o vento ), o momento de inercia da torre (I) e o peso da torre (Peso torre ). D i = D e 2t = 140 mm A = π 4 (D e 2 D i 2 ) = 4712 mm 2 A contato com o vento = L. D e = 1,28 m 2 I = π 64 (D e 4 D i 4 ) = 1, mm 4 Peso torre = q L g = 998 N 1000N Em posse dos dados acima, pode-se realizar o cálculo de flambagem para os tubos da torre do aero gerador. Primeiramente, calcula-se a carga crítica para o próprio peso (P crit i ) & a carga crítica para um carregamento externo (P crit e ), a partir das formulações elaboradas por FÉODOSIEV, V. [19] e CRANDALL, S. [20]: 59

67 P crit i = 7,83. E I L 2 = 3, N P crit e = π2. E I 4. L 2 = 1, N Pode-se afirmar que a torre não sofrerá flambagem, considerando que o peso da própria torre é infinitamente menor do que a sua carga crítica e que o conjunto nacele e rotor possuem um peso inferior ao da carga crítica para um carregamento externo. Sendo assim, avalia-se a deflexão que a torre sofre. Para isso, deve-se calcular o número de Reynolds (Re) para o escoamento do vento sobre a torre: Re = ρ ar µ ar U máxima. D 0 = Figura 4.41 Gráfico para o coeficiente de arrasto (C d ) de um cilindro liso. A partir do gráfico acima, se obtém que o coeficiente de arrasto (C d ) da torre é: C d = 1,0 A força de arrasto sofrida pela torre pode ser calculada por: F D = C d 2 ρ ar. U máxima 2. A contato com o vento = 490 N 60

68 Sendo está força realizada de forma linear na torre, se tem que o momento fletor (M D ) que atua no engaste é: M D = F D. L 2 = 1960 N. m Calcula-se então o momento fletor (M nacele ) atuante no engaste que é resultado das forças aplicadas na nacele: F nacele = 213,33 N L = 8 m M nacele = F nacele. L = 1707 N. m A partir das forças e dos momentos calculados, é possível calcular as tensões, o Fator de Segurança, as deflexões lineares e as deflexões angulares sofridas pela torre. Tensão devido a flexão (σ F ): σ F = (M D + M nacelle ). D e 2. I = 22,041 MPa Tensão devido a compressão (σ C ): σ C = Peso total A = Peso nacele + Peso torre A = 0,849 MPa Tensão de cisalhamento na base da torre (τ): τ = F D + F nacele A Tensão de Von Mises (σ Von Mises ): = 149,26 MPa σ Von Mises = (σ F + σ C ) 2 + 3τ = 249,537 MPa 61

69 Fator de Segurança (FS): FS = S y σ Von Mises = 1,56 Deflexão angular (φ D ) devido a força de arrasto na torre: φ D = F D. L 2 = 0, rad = 0, E I Deflexão linear (δ D ) devido a força de arrasto na torre: δ D = F D. L 3 = 0, m = 11,724 mm 8. E I Deflexão angular (φ D rotor ) devido a força de arrasto no rotor: φ D rotor = F rotor. L 2 = 0, rad = 0, E I Deflexão linear (δ D rotor ) devido a força de arrasto no rotor: δ D rotor = F rotor. L 3 = 0, m = 13,609 mm 3. E I Sendo assim, as deflexões totais são: φ T = φ D + φ D rotor = 0,258 δ T = δ D + δ D rotor = 25,333 mm 62

70 4.13 Projeto do mecanismo de guinada (yaw) O sistema de guinada (yaw) tem como objetivo orientar o rotor contra o vento. As turbinas eólicas de eixo horizontal necessitam utilizar algum tipo de sistema que oriente o rotor contra o vento de modo a extrair a máxima energia do escoamento do ar. Existem dois tipos de sistema de guinada (yaw): sistemas passivos e ativos. Onde cada um têm vantagens e desvantagens particulares, além de fornecerem diversas soluções de projeto. O sistema de guinada (yaw) utilizado no presente pedido funciona de forma passiva (sistema livre), onde a nacele é apoiada em mancais de rolamento, que permitem livremente a sua rotação quando solicitada pelo momento provocado pela incidência de vento na cauda do sistema. No presente projeto, o sistema de guinada (yaw) é fabricado utilizando uma barra de perfil quadrado de Aço AISI 1020 e uma chapa de Aço AISI 1020, sendo a barra presa à chapa por parafusos. O mecanismo de guinada (yaw) é fixada no suporte do aerogerador também por meio de parafusos. Figura 4.39 Projeto do mecanismo de guinada (yaw). 63

71 Figura 4.40 Mecanismo de guinada (yaw) fixado ao suporte do aerogerador. 64

72 Capítulo 5 Documentação gráfica do projeto Neste projeto foram dimensionados diversos componentes mecânicos em conjunto com a seleção de alguns elementos comerciais. A fim de melhor ilustrar e permitir uma maior compreensão da matéria abordada neste projeto, foram concebidos diversos desenhos técnicos referentes ao presente trabalho. Essa documentação gráfica foi produzida utilizando um software de CAD, onde foi possível realizar a montagem virtual do conjunto. A dita documentação gráfica pode ser encontrada no Apêndice B 65

73 Capítulo 6 Conclusões Nesse projeto foi realizado um estudo inicial para o desenvolvimento de um protótipo de aerogerador. Foi realizado um estudo aerodinâmico simples, ao escolher o perfil de pá, decorrente dos dados apresentados por [6], a ser utilizado a partir das condições iniciais estipuladas. Consequentemente, foram determinados os esforços aplicados ao rotor e as pás. A partir dos esforços aerodinâmicos calculados, foi possível realizar a seleção de diversos componentes do aerogerador, tais como: freio, gerador elétrico, acoplamentos. Adicionalmente, a partir dos ditos esforços calculados, foi possível dimensionar os diversos elementos de máquina que compõe um aerogerador, tais como: arvores, mancais de rolamento, engrenagens e chavetas. O projeto do aerogerador, tanto na seleção de componentes quanto no dimensionamento de elementos de máquina apresentou resultados satisfatórios, resistindo aos esforços aplicados e possuindo fatores de segurança acima do esperado, conforme apresentado no capitulo 4. Adicionalmente, a torre foi satisfatoriamente definida, determinando por meio de cálculos que as tensões aplicadas a base da torre, assim como as condições de carga críticas de flambagem e de deflexão na extremidade superior da torre foram satisfatoriamente pequenas. 66

74 Bibliografia [1] Energia Eólica, acessado em 25 de Março de 2016 [2] Energia Eólica no Brasil, acessado em 25 de Março de 2016 [3] AMARANTE, O., A., C., BROWER, M., ZACK, J., SÁ, A., L., "Atlas do Potencial Eólico Brasileiro" Brasília, 2001 [4] WIKIPEDIA,"Windpump", Disponível em Acessado em 25 de Março de 2016 [5] Energia Eólica, Acesso em Março de [6] Limite de Betz, acessado em 25 de Março de 2016 [7] Aerogerador, acessado em 25 de Março de 2016 [8] HAU, E., Wind Turbines Fundamentals, Technologies, Aplication, Economics. 2ª edição, Reino Unido, [9] MCDONALD, A., T., FOX, R., W., PRITCHARD, P., J., "Introduction to Fluid Mechanics", 6a edição, JOHN WILEY & SONS USA, 2004 [10] H. ABBOTT, I., E. VON DOENHOFF, A., Theory of Wing Sections New York, 1958 [11] MANWELL, J, F., MCGOWAN, J, G., ROGERS, L, A., ET. AL., "Wind Energy Explained Theory Design and Application", WILLEY 2009 [12] LEWIS, H. R., PAPADIMITRIOU, C. H., Wind Turbines -Fundamentals, Technologies, Application, Economics. Munich, [13] BURTON, T., SHARPE, D. JENKINS, N., BOSSANYI, E., Wind Energy Handbook. [14] Cátalogos WEG, Disponível em acessado em 25 de Março de 2016 [15] Cátalogos Mayr, Disponível em Acessado em 25 de Março de

75 [16] BUDYNAS, R., G., NISBETT, J., K., "Elementos de Máquinas de Shigley", 8a edição, AMGH Editora São Paulo, 2011 [17] Catálogos SKF, Disponível em Acessado em 25 de Março de 2016 [18] Catálogos Votorantim, Disponível em Acessado em 25 de Março de 2016 [19] FÉODOSIEV, V., "Resistência dos Materiais", Editora Livraria Lopes da Silva Porto, 1980 [20] CRANDALL, S., H., ARCHER, R., R., COOK, N., H., DAHL, N., C., LARDNER, T., J., MCCLINTOCK, F., A., RABINOWICZ, E., REICHENBACH, G., S., "An Introduction to the Mechanics of Solids", 2a edição, McGRAW-HILL BOOK COMPANY Singapore

76 Apêndice A Este apêndice tem como objetivo apresentar alguns dados e catálogos dos elementos comerciais utilizados no presente projeto.

77 UFRJ No.: Data: 20-JAN-2016 FOLHA DE DADOS Motor trifásico de indução - Rotor de gaiola Cliente Linha do produto : Daniel Vercillo C. Garcia : W22 IR3 Premium Carcaça : 80 Potência : 0,55 kw Freqüência : 60 Hz Polos : 4 Rotação nominal : 1725 Escorregamento : 4,17 % Tensão nominal : 220/380 V Corrente nominal : 2,41/1,40 A Corrente de partida : 14,2/8,23 A Ip/In : 5,9 Corrente a vazio : 1,60/0,926 A Conjugado nominal : 3,05 Nm Conjugado de partida : 210 % Conjugado máximo : 240 % Categoria : --- Classe de isolação : F Elevação de temperatura : 80 K Tempo de rotor bloqueado : 16 s (quente) Fator de serviço : 1,25 Regime de serviço : S1 Temperatura ambiente : -20 C C Altitude : 1000 Proteção : IP55 Massa aproximada : 12 kg Momento de inércia : 0,00238 kgm² Nível de ruído : 48 db(a) Dianteiro Traseiro Carga Fator potência Rendimento (%) Rolamento 6204 ZZ 6203 ZZ 100% 0,80 75,0 Intervalo de lubrificação % 0,70 75,0 Quantidade de graxa % 0,58 72,0 Observações: Gerador Elétrico utilizado em Projeto Final Executor Verificado

78 ROBA -quick electromagnetic brake Exact positioning over the entire service lifetime High torque security due to an optimised magnetic circuit and new design of the ROBA -quick. Therefore higher capacities due to less magnetic leakage flux. Exact positioning until wear limit ideal for positioning operations Large internal diameters of the magnetic coil bodies Therefore large permitted shaft diameters and few magnetic field losses Low noise Short switching times/high switching frequency wear, air gap max. adjusting interval wear, air gap max. adjusting interval conventional electromagnetic brakes number of switchings ROBA -quick number of switchings Functional principle ROBA -quick are energise to engage, electromagnetic pole face brakes. When DC voltage is applied to the magnetic coil (1), a magnetic field is built up. The armature disk (3) is attracted to the brake coil carrier with friction lining (4). The brake torque runs from the coil carrier (2) via friction lining (4), armature disk (3) and membrane transmission spring (5) to the flange (6) and the shaft. If the magnetic coil is de-energised, the membrane transmission spring (5) draws the armature disk (3) back to the flange (6). The brake is released and the shaft (7) can run freely. 28

79 ROBA -quick electromagnetic brake Summary of structural designs ROBA -quick ROBA -quick standard Sizes 3 to 7 Type _.0 without accessories Type flange hub Type internal hub Type Pages ROBA -quick standard Sizes 8 to 9 Type 520.1_0 without accessories Type flange hub Type internal hub Type Pages ROBA -quick small mounting diameter Sizes 3 to 7 Type _.0 without accessories Type flange hub Type internal hub Type Pages

80 ROBA -quick electromagnetic brake Standard Sizes 3 7 Type _.0 strand length: 400 mm; 45º offset to screw-on bores Type Standard Type Standard with flange hub Type Standard with internal hub Order Number / / / / Sizes 3 to 7 without accessories flange hub internal hub Coil voltage [VDC] Hub * bore Ø d 1 H7 Keyway * acc. DIN 6885/1 or DIN 6885/3 Example: 5 / / 24 / 30 / DIN 6885/1 * Indication only with flange hub design or internal hub design. 30

81 ROBA -quick electromagnetic brake Standard Sizes 3 7 Type _.0 Technical Data Size Nominal torque 1) Type _.0 M 2 [Nm] 8, Electrical power P 20 [W] Maximum speed n max [rpm] Weight Mass moment of inertia without accessories m [kg] 0,38 0,55 1,25 1,88 3,5 with flange hub m [kg] 0,42 0,86 1,40 2,35 7,5 Armature disk I own [10-4 kgm 2 ] 0,76 1,92 6,86 17,56 52,86 Flange hub 2) + Armature disk I own [10-4 kgm 2 ] 1,02 2,75 8,63 24,66 70,63 1) Please observe run-in regulations or minimum speed (see page 4). 2) With max. bore Standard voltages 24 VDC; 104 VDC. Permitted voltage tolerances acc. IEC 38 +/-10 %. Bores Ød 1 H7 Size Preferred bores [mm] 17; 20 20; 25 25; 30 30; 40 40; 50 min. [mm] max. [mm] ) ) Up to Ø 32 keyway acc. DIN 6885/1, above Ø 32 keyway acc. DIN 6885/3 Dimensions [mm] Size a 0,2 0,2 0,2 0,3 0,3 b 4,5 4 5,5 5,5 7,5 D 73, D G , g 29, H h K 3 x 4,5 3 x 5,5 3 x 6,6 3 x 8,7 3 x 8,8 k 1,6 1,7 1,7 2,2 2,2 L 1 22,1 24,7 28,1 31,4 34,7 L l 1 3,5 4,3 5,2 6 7 l M Dimensions [mm] Permitted shaft misalignm. and centre offset Size M n 2 2,6 3,2 1,1 0,4 1,7 O 1 42,1 46,7 56,1 63,4 70,7 O 2 26,1 29,7 34,1 38,4 43,7 s 4 x 4,8 4 x 5,7 4 x 6,8 4 x 6,8 4 x 9,2 s 1 3 x M4 3 x M5 3 x M6 3 x M8 3 x M8 t 3,9 4,5 5,8 7,1 8,3 t 1 5,2 7,2 8,7 8,0 9,7 V 0,05 0,05 0,05 0,05 0,1 V 1 0,1 0,15 0,15 0,15 0,2 W Z H z 3,5 4, We reserve the right to make dimensional and constructional alterations. 31

82 6005-2Z SKF Explorer Dimensions d 25 mm D 47 mm B 12 mm d 1 32 mm D mm r 1,2 min. 0.6 mm Abutment dimensions d a min mm d a max mm D a max mm r a max. 0.6 mm Calculation data Basic dynamic load rating C 11.9 kn Basic static load rating C kn Fatigue load limit P u kn Reference speed r/min Limiting speed r/min Calculation factor k r Calculation factor f 0 14 Mass Mass bearing kg

83 your reliable partner ROBA -ES for smooth running in vibration-critical drive systems A flexible coupling in high-precision servo axes? This concept is not a contradiction in terms, as the ROBA -ES coupling convinces customers even in critical applications with backlash-free torque transmission, ideal rigidity and optimum vibration damping. ROBA -ES, the alternative to torsionally rigid shaft couplings. Backlash-free torque transmission due to pre-tensioned star-shaped elastomer element through which hardness, rigidity and damping behaviour can be varied. Compensation of radial, axial and angular shaft misalignments. Simple plug-in installation, maintenancefree function, agent resistance and temperature resistance guarantee highest operational safety. ROBA -ES - flexible and backlash-free smartflex - torsionally rigid and backlash-free Backlash is the angular tolerance between the input and the output, also known as torsional backlash. Many conventional flexible couplings are subject to backlash due to their construction type. The mayr -couplings ROBA -ES, smartflex and ROBA -DS Type series transmit the torque backlash-free. The couplings differ in damping behaviour and torsional rigidity: Torque Clockwise rotation Anti-clockwise rotation Standard flexible coupling ROBA -DS ROBA -ES smartflex The ROBA -ES is torsionally rigid and can damp vibrations to a small extent. Its torsional rigidity is 2 to 4 times higher than a toothed belt drive. The smartflex and ROBA -DS are torsionally rigid all-metal couplings. They feature the smallest torsional angle at maximum torque. Due to the transmission element design in steel, they have no damping characteristics. ϕ backlash ϕ backlash = 0 ϕ backlash = 0 ϕ max torsional angle with T K max ϕ max 2 ROBA -ES couplings are also available in ATEX design according to the directive 94/9 EC (ATEX 95).

84 your reliable partner ROBA -ES Contents Elastomeric Elements Page 4 Nominal torques 4 to 1250 Nm Temperature Influence Page 4 Agent Resistance Page 4 Max. axial displacement 2,6 mm Torques Page 5 Max. radial misalignment 0,26 mm Perm. Misalignment Values Page 5 Max. angular misalignment 1,3 Spring Rigidity Page 5 ROBA -ES with keyways Type 940._22._ Page 6 Nominal torques 4 to 1250 Nm Technical Data Page 6 Bores 6 to 80 mm Dimensions Sheet Page 6 Max. axial displacement 2,6 mm Order Example Page 6 Max. radial misalignment 0,26 mm Max. angular misalignment 1,3 ROBA -ES with clamping hubs Type 940._00._ Page 7 Nominal torques 4 to 1250 Nm Technical Data Page 7 Bores 6 to 80 mm Dimensions Sheet Page 7 Max. axial displacement 2,6 mm Order Example Page 7 Max. radial misalignment 0,26 mm Max. angular misalignment 1,3 ROBA -ES with aluminium shrink disk hubs Type 940._11. A Page 8 Nominal torques 4 to 405 Nm Technical Data Page 8 Bores 6 to 45 mm Dimensions Sheet Page 8 Max. axial displacement 1,8 mm Order Example Page 8 Max. radial misalignment 0,2 mm Max. angular misalignment 1,3 ROBA -ES with steel shrink disk hubs Types 940._11.P and 940._11.F Page 9 Nominal torques 4 to 1250 Nm Technical Data Page 9 Bores 6 to 75 mm Dimensions Sheet Page 9 Max. axial displacement 2,6 mm Order Example Page 9 Max. radial misalignment 0,26 mm Max. angular misalignment 1,3 Frictionally-locking transmittable torques on clamping and shrink disk hubs Page 10 Technical Explanations Page 12 Installation Guidelines and Examples Page 13 Coupling Dimensioning Page 14 3

85 ROBA -ES Elastomeric Elements your reliable partner The elastomeric elements are the central element of the ROBA -ES coupling. They define the application range as well as the shaft connection behaviour via the permitted torque, the rigidity, the damping and the misalignment values. By using a unique polyurethane material and a special injection procedure, it is possible to achieve a high dimensional accuracy and evenness in the teeth of the elastomeric element. The elastomeric elements are available in different shore hardnesses. The teeth of the elastomeric element are chamfered at the sides. This makes blind assembly easier. Elastomeric element hardness [Shore] Colour Permanent temperature Permitted temperature range Temporary max. temperature 80 Sh A Blue -50 to +80 C -60 to +120 C 92 Sh A Yellow -40 to +90 C -50 to +120 C 98 Sh A Red -30 to +90 C -40 to +120 C 64 Sh D Green -30 to +100 C -40 to +140 C Temperature Influence The ambient temperatures present during operation have a considerable effect on the dimensioning of a ROBA -ES coupling (see Dimensioning page 14). Dimensioning The characteristics of ROBA -ES couplings can be greatly varied by using different elastomeric elements. Due to different damping characteristics and the non-linear rigidity of the elastomer, this element also offers more parameters than the steel shaft connection, which should be taken into account on selection. We therefore recommend careful, thorough coupling dimensioning (see Dimensioning page 14). Agent Resistance The elastomeric elements are very resistant against: pure mineral oils (lubricating oils) and anhydrous greases. They have a similar resistance against fuels such as regular-grade petroleum diesel oil kerosene. Damage may occur after longer exposure to alcohols or aromatic fuels (super/four star petrol). The elastomeric element material used is resistant to hydrolysis. In contrast to other polyurethane materials, water (including seawater) causes, even after years of exposure, no particular changes to the mechanical characteristics. Hot water, however, reduces the mechanical strength. For information on contact with special agents or radiation, please contact the manufacturers. 4 According to German notation, decimal points in this catalogue are represented with a comma (e.g. 0,5 instead of 0.5).

86 ROBA -ES Elastomeric Elements Torques Size Elast. element hardness 80 Sh A (blue) T KN 2) T K max your reliable partner Elast. element hardness 92 Sh A (yellow) T KN 2) Torque Type 940. _._ 1) T K max Elast. element hardness 98 Sh A (red) T KN 2) T K max Elast. element hardness 64 Sh D (green) T 2) KN T K max [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] Only available on P-design (page 9) , ) The permitted max. torque for Types 940._00._ and 940._11._ is dependent on bore diameter d 3 /d 4, see Tables 1 to 4, pages 10 and 11. 2) For permitted alternating torques, see Coupling Dimensioning page 14. Permitted Misalignment Values Size Spring Rigidity Shaft misalignments Axial Radial Angular ΔK a 80/92/98 Sh A 64 Sh D ΔK r 80 Sh A ΔK r 92 Sh A ΔK r 98 Sh A ΔK r 64 Sh D ΔK w 80 Sh A ΔK w 92 Sh A ΔK w 98 Sh A ΔK w 64 Sh D [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [ ] [ ] [ ] [ ] 14 1,0 0,21 0,15 0,09 0,06 1,1 1,0 0,9 0,8 19 1,2 0,15 0,1 0,06 0,04 1,1 1,0 0,9 0,8 24 1,4 0,18 0,14 0,1 0,07 1,1 1,0 0,9 0,8 28 1,5 0,2 0,15 0,11 0,08 1,3 1,0 0,9 0,8 38 1,8 0,22 0,17 0,12 0,09 1,3 1,0 0,9 0,8 42 2,0 0,24 0,19 0,14 0,1 1,3 1,0 0,9 0,8 48 2,1 0,26 0,21 0,16 0,11 1,3 1,0 0,9 0,8 55 2,2-0,24 0,17 0,12-1,0 0,9 0,8 65 2,6-0,25 0,18 0,13-1,0 0,9 0,8 Only available on P-design (page 9) ,0 0,21 0,15 0,09 0,06 1,1 1,0 0,9 0, ,5 1,2 0,15 0,1 0,06 0,04 1,1 1,0 0,9 0, ,4 0,18 0,14 0,1 0,07 1,1 1,0 0,9 0,8 Size Static torsional spring rigidity Dynamic torsional spring rigidity Static radial spring rigidity C T stat. 80 Sh A C T stat. 92 Sh A C T stat. 98 Sh A C T stat. 64 Sh D C T dyn. 80 Sh A C T dyn. 92 Sh A C T dyn. 98 Sh A C T dyn. 64 Sh D C r 80 Sh A C r 92 Sh A C r 98 Sh A C r 64 Sh D [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [Nm/rad.] [N/mm] [N/mm] [N/mm] [N/mm] Only available on P-design (page 9) ,

87 your reliable partner ROBA -ES with keyways Type 940._22._ Sizes 14 to 65 l 1 (l 1 ) Sizes 14 to 42 ROBA -ES couplings are delivered as un-bored hub design (further processing to be carried out customer-side) or with a finish bore and keyway JS9 (DIN 6885/1). An adjusting screw is located in the hub for axial securement, which is offset by 180 to the keyway (for Sizes 14 to 42, see Fig. right). Up to Size 38, the hubs are made of aluminium. From Size 42, they are made of steel. Conventional bores can be delivered from stock. Fig. 1: Type 940._22._ Sizes 48 to 65 Technical Data and Bores Size 1) Minimum hub bore 2) d 5 min [mm] Maximum hub bore 2) d 5 max [mm] Maximum speed n max [rpm] Mass moments of inertia per hub and J [10-6 kgm 2 ] 2,8 20,4 50,8 200,3 400, Weight max. bore [kg] 0,020 0,066 0,132 0,253 0,455 1,85 2,52 4,14 5,96 Dimensions Size 2) a b D H d H 10, E G M4 M5 M5 M6 M8 M8 M8 M10 M10 L l s 1,5 2,0 2,0 2,5 3,0 3,0 3,5 4,0 4,5 t ) Further Sizes and Types available on request. We reserve the right to make dimensional and constructional alterations. 2) Recommended fit connection H7/k6. Order Number / / / Sizes 14 to 65 Elast. element hardness 98 Sh A (red) Elast. element hardness 92 Sh A (yellow) Elast. element hardness 80 Sh A (blue) 3) Elast. element hardness 64 Sh D (green) Aluminium design up to Size 38 Steel design from Size 42 A F Bore ø d 5 H7 (see Table) Bore ø d 5 H7 (see Table) 6 Example: 42 / F / Ød 5 30 / Ød ) Elastomeric element 80 Sh A (blue) only available up to Size 48