INSTITUTO FEDERAL DE GOIÁS / CÂMPUS GOIÂNIADEPARTAMENTO DE ÁREAS ACADÊMICAS IV COORDENAÇÃO DA ÁREA DE MECÂNICA TRANSPORTADORES E MÁQUINAS RODANTES Prof. MARCO AURÉLIO PROJETO PONTE ROLANTE ALEX PARREIRA FELIPE AUGUSTO MATHEUS DANTAS WILLIAN MARTINS GOIÂNIA OUTUBRO DE 2015 1. Resumo As pontes rolantes são muito utilizadas em vários setores industriais para transporte de carga pesadas podendo assim agilizar e aperfeiçoar o transporte destas cargas nos setores da indústria. Neste trabalho, efetua-se o dimensionamento básico de uma ponte rolante. Através de revisão da literatura principalmente a norma da ABNT NBR 8400, são identificados procedimentos utilizados para dimensionamento do equipamento. Posteriormente, é efetuado um exemplo de cálculo, colocando-se em prática os conhecimentos adquiridos no estudo da literatura. Adquirindo estes conhecimentos podemos seguir uma sequência de cálculos tais como: cálculos da força máxima do cabo, a escolha do cabo, o tipo de moitão a ser utilizado, o diâmetro do tambor, polia do tambor, polia de passagem, polia compensadora, velocidade de elevação, o torque do motor, diâmetro das rodas do carro, rotação da roda, cálculo da potência do regime do motor de translação do carro, motor de translação da ponte, escolha do freio da içamento e do carro, dimensionameneto das vigas. Tudo para que a ponte rolante esteja adequada para o vão da ponte, a altura, a carga máxima utilizada, pré-determinada neste trabalho, nos garantindo também um maior coeficiente de segurança. 2. Introdução O projeto consta em cálculos de engenharia para se obter dados e informações necessárias para um correto dimensionamento de uma ponte rolante, assim como a correta escolha de motores, redutores, mancais, freios entre outros. Para esta ponte rolante foi considerada uma carga total máxima para içamento de 50 toneladas, o vão de translação de 25 metros e a altura máxima para se erguer esta carga foi de 10 metros. As vigas que sustentam e as que compõem o carro foram calculadas e seus materiais escolhidos sendo avaliados os critérios de resistência para que não ocorra o rompimento das mesmas. 3. Objetivos Projetar uma ponte rolante com capacidade para elevação de 50 toneladas com vão de 25 metros para transporte de cargas e pé direito de 10 m. 4. Descrição do Trabalho Este trabalho foi dividido em 4 partes: Projeto do sistema de içamento; Seleção dos equipamentos como motores, redutores, freios; Projeto das vigas; Projeto do sistema de translação. Para fins de cálculos e apresentação de resultados utilizamos o software Excel®. As siglas utilizadas seguem o padrão encontrado na norma NBR 8400 que trata do cálculo de equipamentos para levantamento e movimentação de cargas. O projeto do sistema de içamento foi realizado de acordo com parâmetros predeterminados chamados aqui de dados gerais do projeto, sendo seguidos os seguintes passos: Caracterização e definição de um ciclo de manobras; Seleção de equipamentos como polias, tambor, cabos de aço e moitão. O levantamento é realizado através do conjunto motor mais redutor, onde a potência é transferida para o eixo soldado ao tambor que dá movimento ao mesmo, ilustrado na Figura 1 abaixo. Figura 1: Corte do tambor evidenciando o seu eixo. O projeto do sistema de translação é semelhante ao de levantamento alterando basicamente o seu objetivo que é transladar, sendo composto por dois conjuntos de moto-freio acoplados ao redutor que transmite torque para o eixos das rodas. Para o dimensionamento das vigas que constituem o carro e a viga de sustentação (Figura 2) foram primeiro determinados os esforços que estas estavam submetidas com base nas configurações de polias e o peso da carga de içamento, peso dos motores e redutores, moitão e cabos. afim de que suportem os esforços que atuam e não rompem. translação longitudinal.1 Projetos do Sistema de Içamento Tabela 1: Dados iniciais do projeto. 5. Em um projeto de uma ponte rolante devemos considerar os movimentos de levantamento da carga. para que a partir daí fossem determinados os momentos e cortantes máximos existentes em cada viga. Memorial de Cálculo 5. Como no início desse projeto foi definido que não realizaríamos o . Figura 2: Vigas de sustentação e que compõem o carro. movimento transversal do carro e por fim o abaixamento da carga.1. Parâmetros iniciais para o projeto Capacidade de elevação máxima Vão Altura máxima de levantamento Velocidades Velocidade de elevação Velocidade do carro Velocidade longitudinal Sigla Qt (toneladas) L (metros) H (metros) Valor 50 25 10 Ve (m/min) Vc (m/min) 9 18 não será utilizada Vl (m/min) 5. entre outros.2 Caracterização e Definição de um Ciclo de Manobras Um ciclo de manobra é definido como os movimentos necessários para levar uma carga de um local ao outro desejado. Feito isso o material que constituem as vigas assim como as dimensões das mesmas foram determinadas. projeto das vigas longitudinais. Tabela 3: Dados obtidos através da norma NBR 8400. Caracterização do ciclo de manobras Içamento + Translação + abaixamento Curso Médio deiçamento em (m) 8 Curso médio de translação em (m) 17 Curso médio de abaixamento em (m) 8 Tempo médio de duração do ciclo ts (em segundos) 163.76E+05 Classe de utilização (Tabela 1 NBR 8400) Duração de utilização Classe B te (em horas) Ciclos diários Estado de solicitação dos mecanismos (tabela 21 NBR 8400) Grupo de mecanismo (Tabela 23 NBR 8400) 5.1. Para definirmos completamente um ciclo precisamos das velocidades que são apresentadas abaixo: Tabela 2: Ciclo de manobras. não iremos considerar a translação longitudinal como parte de um ciclo.4 Moitão 10500 110 Estado de solicitação 2 P=1/3 3m .3 Seleção de Equipamentos para Içamento 5.33 Tempo médio de funcionamento diário estimado em horas 5 Com os dados apresentados na tabela acima obtemos alguns dados através da norma NBR 8400.1. Duração total teórica da utilização (Tabela 20 NBR 8400) td (em horas) 12500 Numero de ciclos de funcionamento Nx 2. Para a carga selecionada e de acordo com os catálogos dos fabricantes o moitão escolhido deve ser de no mínimo 4 polias. disponível em:<http://www.helevar. Disponivel em: <http://www.helevar. A tabela a seguir apresenta os dados obtidos de acordo com a norma NBR 8400.5 Cabos de Aço Sabendo que o moitão utilizado será de 4 polias então devemos dividir o peso total por 8 para determinarmos a tração em cada cabo.br/produtos/moitoes-completos/moitao-completo-4-polias/moitao-4-polias1hl>.completo-4polias/moitao-4-polias-1hl>.1. As dimensões do moitão foram previamente selecionadas de acordo com o catálogo do fabricante Helevar®. . 5. A Figura 3 abaixo apresenta um desenho em 2D das dimensões do moitão escolhido: Figura 3: Desenho moitão2D.br/produtos/moitoes-completos/moitao. Tabela 4: Escolha do moitão.com.com. 5 0.br/produtos_cabo_6x36af.335 26.Coeficiente para determinação do diâmetro dos cabos de aço) Dc= Q*T^1/2 (NBR 8400 pag 33) 6312.6 Tambor e Polias Para o dimensionamento do tambor necessitamos primeiramente calcular o número total de inflexões do sistema que é definido de acordo com a norma NBR 8400.php>. Tração no cabo de aço kg Q tabela 27NBR 8400 Diâmetro do cabo DC (mm) (mínimo) T= (Qt + Pmoitão) /8 Q ( Q . O desenho esquemático do tambor e roldanas é apresentado abaixo onde mostra o número de inflexões totais: .Tabela 5: Dados para definição do diâmetro dos cabos de aço. O valor escolhido foi Dc = 29mm. Tabela 6 : Escolha dos cabos de aço:<http://www.intercabos.com.62 Com esses dados devemos normalizar o diâmetro de acordo com fabricantes. 5.1. Tabela 7: Tabela 28 NBR 8400. O valor de H2 é constante para tambores.68 630 Figura 4: Desenho esquemático do sistema.H2 (mm) Normalizando o diâmetro conforme a norma DIN DRC Padronizado Diâmetro da polia de compensação (mm) Diâmetro da polia de compensação 519.H1. polias e polia de compensação e o seu valor pode ser obtido na tabela 29 da NBR 8400. .DRC>=Dc. Numero total de inflexões do sistema: Wt = 7 Os valores de H1 são mostrados na tabela abaixo. H2 (mm) Normalizando o diâmetro conforme a norma DIN DR Padronizado Diâmetro da polia de compensação (mm) 727. 5.7 Polia de Compensação Tabela 8: Escolha do diâmetro da polia de compensação .64 87 630 19.1.6 2258.06 727.8 Polias Normais Tabela 9: Diâmetro das polias.12.O valor encontrado para H2 foi de 1.32 .H1.9 Tambor: As dimensões do tambor foram encontradas seguindo os passos presentes na norma e são apresentados abaixo: Tabela 10: Dimensões do tambor.padronização DIN. Diâmetro do tambor Comprimento do tambor Ranhuras Valor total de ranhuras Passo Dimensões do tambor Dt=Dc*H1*H2 Lt=(2*A)+(2*Lr) + B (mm) A= 3*Dc (mm) B=DRC Nru=H*(Z/2)/(pi*Dt) NRT P=1.1. 5.14*DC (mm) Lr= nrt*P 649. Diâmetro das polias DR>=Dc.552 800 5.60 22 33.1. 1. foi possível calcular a velocidade do cabo e com essa velocidade.5*T /P*τ (mm) 19. se adota um motor para que a escolha do redutor tenha uma referência inicial.Cálculo da espessura do tambor: Tabela 11: Espessura do tambor. . Dividindo-se a rotação do motor escolhido pela rotação do tambor. Tendo este motor como referência e utilizando dados anteriores como a velocidade de levantamento e número de cabos. O redutor escolhido (Figura 5).09 60.922 60.92 hfinal 5. de acordo com a tabela da empresa Cestari®.10 Seleção do Redutor Primeiramente. utilizando-se uma tabela. Calculo da espessura do tambor Tensão de escoamentoTambor ranhurado aço 1020 kgf/cm² (τ) 500 Calculo por esmagamento Calculo por estrangulamento Escolher o maior diâmetro ht1=0. a rotação total do tambor. rotação de saída de 87 rpm e 126 cv de tamanho 27 (tamanho com dimensões específicas do fabricante) e com uma massa de 600 kg. foi um redutor com uma rotação de entrada de 1750 rpm. temos um valor de redução que pode ser utilizado para se encontrar. O motor escolhido foi um de 4 pólos com 60Hz e 1800 rpm. um redutor. Tabela 12: Tabela Cestari® para escolha de redutor. Utilizando-se uma tabela de motor do catálogo da Weg. além disso. com massa de 101 kg e momento de frenagem mínimo de 470 e máximo de 1070 N.5. neste caso. para se ajustar devido a mancais. Foram somadas as cargas totais do que deveria ser içado. foram calculados o momento total do motor e feito isso. Tabela 13: Tabela do catálogo Weg para escolha de motor. coroa.m. chegou-se a conclusão de que o motor deveria ter no mínimo 131. sistema de cabos. somado com o peso do moitão (anteriormente escolhido e com 4 polias). 5. . no catálogo para freios eletro-hidráulicos de duas sapatas da empresa EMH® obtemos um freio (Tabela 13) modelo: FNN 4050.12 Seleção do Freio O próximo passo foi a escolha do freio. primeiramente foi observado que o mesmo deveria ter mais de 126 cv. podendo-se observar que é um motor de potência elevada. o motor escolhido (Tabela 13) foi um motor de 150 cv sendo o mais próximo com potencia maior à potência calculada.64 cv. calculado o momento total no freio para saber qual a capacidade do freio para conseguir operar nessa situação.1. pinhão. tudo isso multiplicado pela velocidade de levantamento da carga (escolhida anteriormente) e dividido por coeficientes de ajustes retirados de tabelas.1. pois a velocidade escolhida para içamento foi uma velocidade um pouco elevada para este tipo de projeto. Após os cálculos. Entrando com o valor calculado que foi de 907. 50 000 kg que é o peso máximo de carga para o qual o sistema irá suportar.86 N. foram feitos alguns cálculos para se obter um valor mais preciso.m.11 Seleção do Motor Para a escolha do motor. redutor. Para esta etapa. √(𝐾𝑚. Além das forças o eixo sofre torção.13 Eixo do Tambor Para dimensionamento do eixo foram utilizados dois critérios (resistência e flexão) e o modelo utilizado está ilustrado na Figura 5 abaixo. 𝐷3 = 16 . Figura 1: Modelo utilizado. 𝜋) Onde: . 𝑇)2 (𝜏𝑎𝑑𝑚. 𝑀)2 + (𝐾𝑠.1. 5. ambos foram considerados através do uso da teoria das tensões combinadas.Tabela 14: Freio escolhido da tabela do catalogo EMH. Km e Ks são fatores de fadiga e choque. Tabela 45: Simulação critério de resistência.6 2.382 74.mm Torque N. Determinação do diâmetro do eixo de Içamento Critério da resistência Tensão de Escoamento Aço 1040 [MPa] km ------> Tabela de Valores de Choque e fadiga (Anexos) x[mm] l[mm] Ks-------> Tabela de Valores de Choque e fadiga (Anexos) Fator Rasgo-------->Valores de Rasgo de Chaveta(Anexos) Momento Máximo N. T é o torque máximo. M é o momento máximo.092603 2348316 132.mm N------>Valores de Coeficientes de Segurança (Anexos) Rotação Capacidade kg Cabos de aço kg Peso tambor kg Peso moitão kg Potencia cv pi Cortante P[N] Deflexão Máxima Tensão Admissível Com Rasco e CS Tal Admissível Aux[16/tal*pi] D^3 D em mm Normalizando: D=140 mm 290 1.3 15485281 10175473 3 87 50000 300 120 500 126 3.35897 55.14 249762.02564 0.D é o diâmetro. τadm é a tensão admissível de cisalhamento.5 62 2382 1 1.9185 . 17693 D^4[mm] 477012. 𝑥 2 − 𝑥 2 − 50.Pelo critério de deflexão foi feita uma formula geral isolando o diâmetro.9 D 26. 𝑥) 𝐸. y é a deflexão máxima.14 Chaveta do Eixo do Tambor Foi escolhida uma chaveta plana deslizante como na Figura 8 abaixo: . 𝐷4 = 64𝑃 . Tabela 16: Critério da deflexão. que no caso foi D = 140 mm. x é o comprimento total menos o vão dividindo por dois. P é Carga. 𝑦 Onde: D é o diâmetro. 5. Modulo de Elasticidade E [MPa] 210000 Deflexão Maxima 2. 𝜋. E é o modulo de elasticidade. (75.28043 Normalizando: D = 26 mm Assim utilizamos o maior diâmetro.382 Aux 10.1. Figura 8: Dimensões e modelo de chaveta. Foi utilizado dois critérios: Critério da Compressão 𝐿𝑐𝑜 = Critério da Cisalhamento 4𝑇 2𝑇 𝐿𝑐𝑖 = ( .3 140 9. 𝑡. 𝐷) Onde: Lco e Lcisão os comprimento τ é tensão admissível de cisalhamento σ é tensão admissível de compressão t e b são dimensões tabeladas da chaveta D é o diâmetro do Eixo. T é o torque do Eixo. 𝐷) (𝜏.525 10175473 12. 𝑏. Chavetas Planas Tensão de Escoamento[Mpa] N(Coeficiente de Segurança) D(Diametro do Eixo)[mm] t(tabelado)[mm] Torque[N. Simulação: Tabela 57: Simulação chavetas.mm] b(Tabelado)[mm] 290 1.7 . massa 21. *P = 3 para rolamento de esfera. . P = carga dinâmica equivalente [N]. Mancais Diametro do Eixo P = carga dinâmica equivalente [N].8254647 l = 140 mm 5.3 2000 87 3 10. *P = 3 para rolamento de esfera. Tabela 68: Mancais.0769231 165. *P = 10/3 para rolamentos de rolos. diâmetro interno de 140mm e externo de 300 mm.6 kg . C = capacidade de carga dinâmica. 60 10 Onde.44 272. com capacidade de carga dinâmica de 275 kN. . Lh = vida nominal expressa em horas n = rotação [rpm].0769231 69. Lh = vida nominal expressa em horas n = rotação [rpm].1. Aux C = capacidade de carga dinâmica kN 140 124881. √ .Tensão de Compressão Cisalhamento Lci Lco 223. *P = 10/3 para rolamentos de rolos.15 Mancais = 𝑃.33722876 136.9382 Assim o mancal selecionado foi um mancal de esferas de contato angular (Figura 9). mancal escolhido 5. moitão. etc. redutores. responsáveis por sustentar a carga que a ponte rolante transporta assim como os seu constituintes como motores.2.2 Sistema de Translação 5. Cada uma das vigas foram trabalhadas individualmente uma vez que estas são submetidas a esforços diferentes.Figura 9: Tabela NSK . cabos.1 Dimensionamento das Vigas do Carro O carro será composto por 8 vigas. A Figura 10 abaixo nos mostra o esquema de vigas trabalhado. tambor. freios. . Figura 10: Esquema de vigas da ponte rolante. igual à carga total C dividido por quatro. Como vemos nas Figuras 12 e 13 abaixo. . simétricas entre se. pode-se verificar o comportamento do momento fletor e o cortante do decorrer da viga. Figura 11: Diagrama de forças para as vigas 1 e 4. o seguinte diagrama de forças foi adotado. com o objetivo de se encontrar o valor máximo do momento e cortante. Sendo de conhecimento os valores das dimensões das vigas assim como a força de contato F. Para as vigas 1 e 4. 10 1.10 1.00 0. o perfil da viga e as sua secção pode ser determinada.00 30000.5. Após obtido os valores máximos do momento e cortante.00 0.m] 50000.00 100000.60 1. sendo utilizado inicialmente um coeficiente de segurança igual a 1.00 50000.60 2.00 -0.40 0.m] 20000.00 V(x) [N] 0. .40 -50000.60 1.M(x) [N.10 0.10 -100000. A Figura 14 mostra o perfil de viga adotado e a Tabela 19 a seguir nos mostra os valores das dimensões atribuídas as vigas e seus esforços máximos.00 -150000.10 Figura 12: Momento fletor para as vigas 1 e 4.10 0.00 10000.00 Figura 13: Cortante para as vigas 1 e 4.00 M(x) [N.00 150000. V(x) [N] 200000.00 -200000. Para esse perfil as dimensões iniciais foram escolhidas e os esforções de tração máxima e cisalhamento máximo foram observados para que não ultrapassassem os valores admitidos.00 40000.60 2.00 -0. Para as vigas 1 e 4 um perfil do tipo caixão foi escolhido. Para as vigas 2 e 3 temos o seguinte diagrama de forças (Figura 15).Figura 14: Perfil de viga adotado. Figura 15: Diagrama de forças para as vigas 2 e 3. . É importante saber que os valores dos esforços que variam em cada viga ocorrem devido à distribuição de forças pelas polias e moitão conforme Figura 18. as Figuras 16 e 17 nos mostram os gráficos dos momentos e cortantes máximos que as mesmas estão submetidas. Tabela 19: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos. 00 100000. .00 200000.M(x) [N.00 0.00 -150000.00 -0.00 Figura 16: Momento fletor para as vigas 2 e 3.50 1.00 100000.m] 250000.50 2. V(x) [N] 200000.00 -50000.00 3.50 -100000.00 150000.00 -200000. Figura 18: Distribuição de forças pelas polias e moitão.00 Figura 17: Cortante para as vigas 2 e 3.00 0.50 3.00 50000.m] 50000.00 0.00 V(x) [N] 0.00 M(x) [N.00 1.00 150000.00 4.50 -50000.00 2. feito isso utilizou-se uma tabela de vigas já pré-existentes sendo escolhido aquela cujo módulo de resistência mais se assemelha ao encontrado. . e seus respectivos momentos máximos e cortantes máximos podem ser vistos nas Figuras 21 e22 que seguem. Tabela 20: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos. Figura 19: Secção adotada para a viga. As vigas 5 e 6 estão submetidas a esforços conforme vemos na Figura 20 abaixo.Foi escolhido um perfil do tipo W para essas vigas com base no módulo de resistência que relaciona o momento máximo com a tensão admissível. A Figura 19 mostra a secção adotada e a Tabela 20 nos mostra os valores encontrados para as dimensões da viga adotada assim como os valores de tensão e cisalhamento máximos. 000 0.00 0.00 0.m] 20000. Um perfil W também foi adotado para essa viga.m] 5000. V(x) [N] 40000.00 0.000 1.500 1.000 1.500 1. . M(x) [N.00 M(x) [N.000 Figura 21: Momento fletor para as vigas 5 e 6.00 20000.00 15000.500 2.000 V(x) [N] 0.500 -20000. os valores encontrados para as dimensões e tensões estão dispostos na Tabela 21 a seguir.00 -40000.00 Figura 22: Cortante para as vigas 5 e 6.00 10000.Figura 20: Diagrama de forças para as vigas 5 e 6.00 0. 2. Para a viga 7.00 0.m] 0.00 20000. Figura 23: Diagrama de forças para a viga 7.000 .500 1.00 60000.00 120000.00 40000. as Figuras 24 e 25 mostram o comportamento do momento e cortante no eixo da mesma.00 80000.Tabela 21: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos.500 Figura 24: Momento fletor para a viga 7.00 140000. o diagrama de forças está disposto na Figura 23 abaixo. M(x) [N.000 M(x) [N.00 0.m] 160000.00 100000.000 1. 500 -200000.00 -300000. 5. Tabela 22: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos.00 200000.00 V(x) [N] 0.00 100000.2.00 0.000 -100000. .00 Figura 25: Cortante para as viga 7.2 Dimensionamento da Viga de Sustentação do Carro Para a viga de sustentação do carro foram analisados o comportamento das reações de apoio a medida que o carro descola-se de uma ponta a outra (Figura 26).00 0. a Figura 27 mostra o esquema de forças que atua na mesma.V(x) [N] 300000.000 1.500 1. m] 2000000. Sabendo-se que o momento máximo atua quando o carro encontra-se no meio da viga.00 1500000. pode-se descobrir o momento máximo nessa posição.m] 500000.00 1000000.00 10. conforme se esquematiza a Figura 29 a seguir.00 Figura 28: Momento fletor para a viga de sustentação do carro.00 20. conforme Figura 28.00 M(x) [N.00 0. Figura 27: Diagrama de forças para a viga de sustentação do carro.Figura 26: Comportamento das reações de apoio do carro. .00 0. O valor correspondente ao cortante máximo que ocorre à medida que o carro aproxima-se da extremidade foi encontrado. M(x) [N.00 30. Tabela 23: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos. Obtidos esses valores e considerando uma viga de perfil W. cisalhamento e deformação vertical. . pode-se obter a dimensão desejada para a viga de tal maneira que atenda a todos os requisitos de tensão. A Tabela 23 a seguir nos mostra os valores obtidos. respeitando-se também o critério da flecha máxima.Figura 29: Cortante máximo para a viga de sustentação do carro. 5. Tabela 25: Dimensões dos trilhos. . Figura 30: Esquema do trilho da ponte rolante. Tabela 24: Tipos de trilhos. A Figura 30 mostra o esquema desse tipo de trilho e a Tabela 25 mostra algumas de suas dimensões.2.3 Dimensionamento do Trilho Com base nas reações de apoio em cada roda o trilho escolhido para o projeto conforme catálogos existentes (Tabela24) foi o TR-37. se adota um motor para que a escolha do redutor tenha uma referência inicial. foram feitos alguns cálculos para se obter um valor mais preciso. Para a escolha do motor. Foram . O redutor escolhido (Tabela 26).5 cv de tamanho 41 (tamanho com dimensões específicas do fabricante). primeiramente foi observado que o mesmo deveria ter mais de 1.2. temos um valor de redução onde se pode selecionar um redutor utilizando-se uma tabela. Tendo a velocidade do carro. de acordo com a tabela da empresa Cestari®.4 Motor/Freio e Redutor Primeiramente. Tabela 26: Tabela Cestari®.5. como referência e utilizando dados anteriores como dividindo-se a rotação do motor escolhido pela rotação da roda do carro. foi um redutor com uma rotação de entrada de 1750 rpm. além disso. rotação de saída de 35 rpm e 4. O motor escolhido foi um de 4pólos com 60Hz e 1800 rpm.85 cv. pode-se chegar a conclusão de que o motor deveria ter no mínimo 1.85 cv. somado com o peso do moitão (anteriormente escolhido e com 4 polias). depois dividido por coeficientes de ajustes retirados de tabelas. neste caso. Após os cálculos. Porem serão escolhidos dois motores para a translação do carro. o motor escolhido (figura xx1) foi um motor de 2cv pois era o mais próximo com potencia maior à potencia calculada. Figura 31: Tabela Weg®. tudo isso multiplicado pela velocidade do carro ( escolhida anteriormente) e pela resistência de rodagem. Tabela 27: Seleção de motor. 50 000 kg que é o peso máximo de carga para o qual o sistema irá suportar. Utilizando-se uma tabela de motor do catalogo da Weg®.somadas as cargas totais que deveria ser movimentadas. . com potencia unitária de 1 cv. 5. Características de Freio. Como momento de frenagem e a potência do motor é baixa foi possível selecionar um motor-freio com uma capacidade mínima 2N.O próximo passo foi a escolha do freio. calculado o momento total no freio para saber qual a capacidade o freio deve possuir para conseguir operar nessa situação.m e assim diminuir custo e espaço do projeto.5 Diâmetro da Roda do Carro Para cálculo da roda do carro foi usado a norma da ABNT NBR 8400 que estabelece a seguinte relação: D C 1 Frmedio b. foi calculado o momento total do motor e com o valor.2. Os dados dos motores estão na Tabela 28 abaixo: Tabela 28: Tabela WEG. Para esta etapa. Entrando com o valor calculado que foi de 1N.77 mm .m.Plim C2 D C1 371. 9 b 47.94 Tabelas(30. concluímos que: C1 = 1.11 Droda 368 mm Normalizando: Droda = 315 mm Tabela 29: Simulação diâmetro da roda do carro.1733888 Seleção da roda Pág 33 Verificação Para Caso 1 e 2 C1. para V = 20 m/min.32.12 Fr 9708.Por meio de inúmeras tentativas de cálculos.56 C1 1.31.D≤ 385.333333 Aux 25. Cortante Minimo e Maximo referente aos pesos dos dispositivos Fr Min kgf 1375 Fr Max kgf 13875 Dimensões do Trilho l(mm) 63 r(mm) 7.06 C2 0.6585782 Dr 315 .33) Pressão Limite(Plim)(daN/mm^2)--->Aço Forjado 0. Tabela 30: Tabela 30 e 31 NBR 8400. Tabela 31: Tabela 32 NBR 8400. . 5. calculo do eixo como torção pura: Tabela 31: Eixo do carro.2 3 20 2 3.2. Chavetas Planas Tensão de Escoamento[Mpa] N(Coeficiente de Segurança) D(Diametro do Eixo)[mm] t(tabelado)[mm] Torque[N.3 70 6.46832 71.4559 D=70 mm 5. Tensão de Escoamento Mpa Ks Fator Rasgo Torque N.30769 320973.35 702593 9.4 68.m T em N.2.mm N(coeficiente de Segurança) rotação Potencia cv pi Tensão Admissivel Com Rasco e CS Tal Admissivel D^3 D em mm T em kgf.14 74.5922 827.6 Diâmetro do eixo da Roda do Carro Assim como no içamento o eixo da roda do carro sofre flexão e torção mais como a distancia é pequena a flexão pode ser desprezado.35897 22.7 Chaveta do carro Os cálculos são idênticos ao da chaveta do eixo de içameto.m Necessidade de Mancal Distancia Maxima Não há necessidade de mancais 290 2 1. simulação e resultados na Tabela 32 abaixo: Tabela 327: Chavetas do carro.0769231 .525 223.3 702592.62 702.mm] b(Tabelado)[mm] Tensão de Compressão 290 1. onde o parâmetro principal é o momento.76686966 28.2.8 Acoplamentos do Projeto Os acoplamentos foram selecionados de acordo com o catalogo da Terteflex®.Cisalhamento Lci Lco 165.0769231 12. Seleção de acoplamentos Translação Içamento Entrada D3 D7 Tabela 338: Acoplamentos Saída D9 D15 .34245064 L=29 mm 5. simulação e tabelas em anexos. 1) Anexos . Tabela Tetleflex-Tipo de Acionamento e Tempo de Serviço Tabela Tetleflex-Pontes Rolantes Tabela de valores recomendados de N . Tabela de valores recomendados rasgo de Chaveta Tabela de valores recomendados para fatores de Choque e fadiga .
Report "Relatório Projeto Ponte Rolante Completo MATHEUS DANTAS"