Relatório Projeto Ponte Rolante Completo MATHEUS DANTAS

7/21/2019 Relatório Projeto Ponte Rolante Completo MATHEUS DANTAS

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INSTITUTO FEDERAL DE GOIÁS / CÂMPUS GOIÂNIA

DEPARTAMENTO 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, entre outros, para que a partir daí fossem determinados os momentos e cortantes máximos

existentes em cada viga. Feito isso o material que constituem as vigas assim como as dimensões

das mesmas foram determinadas, afim de que suportem os esforços que atuam e não rompem.

Figura 2: Vigas de sustentação e que compõem o carro.

5. Memorial de Cálculo

5.1 Projetos do Sistema de Içamento

Tabela 1: Dados iniciais do projeto.

Parâmetros iniciais para o projeto Sigla Valor

Capacidade de elevação máxima Qt (toneladas) 50

Vão L (metros) 25

Altura máxima de levantamento H (metros) 10

Velocidades

Velocidade de elevação Ve (m/min) 9

Velocidade do carro Vc (m/min) 18

Velocidade longitudinal Vl (m/min)

não será

utilizada

5.1.2 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. Em um projeto de uma ponte rolante devemos considerar os

movimentos de levantamento da carga, translação longitudinal, movimento transversal do carro e

por fim o abaixamento da carga. Como no início desse projeto foi definido que não realizaríamos o



projeto das vigas longitudinais, não iremos considerar a translação longitudinal como parte de um

ciclo.

Para definirmos completamente um ciclo precisamos das velocidades que são apresentadas

abaixo:

Tabela 2: Ciclo de manobras.

Caracterização do ciclo de manobras

Içamento + Translação + abaixamento

Curso Médio deiçamento em (m) 8Curso médio de translação em (m) 17

Curso médio de abaixamento em (m) 8

Tempo médio de duração do ciclo ts (em segundos) 163,33

Tempo médio de funcionamento diário estimado em horas 5

Com os dados apresentados na tabela acima obtemos alguns dados através da norma NBR 8400.

Tabela 3: Dados obtidos através da norma NBR 8400.

Duração total teórica da utilização (Tabela 20 NBR 8400) td (em horas) 12500

Numero de ciclos de funcionamento Nx 2,76E+05

Classe de utilização (Tabela 1 NBR 8400) Classe B

Duração de utilização te (em horas) 10500

Ciclos diários 110

Estado de solicitação dos mecanismos (tabela 21 NBR 8400) Estado de solicitação 2 P=1/3

Grupo de mecanismo (Tabela 23 NBR 8400) 3m

5.1.3 Seleção de Equipamentos para Içamento

5.1.4 Moitão



Para a carga selecionada e de acordo com os catálogos dos fabricantes o moitão escolhido

deve ser de no mínimo 4 polias. As dimensões do moitão foram previamente selecionadas de

acordo com o catálogo do fabricante Helevar®.

Tabela 4: Escolha do moitão. Disponivel em: <http://www.helevar.com.br/produtos/moitoes-completos/moitao- completo-4-

polias/moitao-4-polias-1hl>.

A Figura 3 abaixo apresenta um desenho em 2D das dimensões do moitão escolhido:

Figura 3: Desenho moitão2D, disponível em:<http://www.helevar.com.br/produtos/moitoes-completos/moitao-completo-4-polias/moitao-4-polias-

1hl>.

5.1.5 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. A tabela a seguir apresenta os dados obtidos de

acordo com a norma NBR 8400.



Tabela 5: Dados para definição do diâmetro dos cabos de aço.

Tração no cabo de aço kg T= (Qt + Pmoitão) /8 6312,5

Q tabela 27NBR 8400

Q ( Q - Coeficiente

para determinação

do diâmetro dos

cabos de aço)

0,335

Diâmetro do cabo DC (mm) (mínimo)

Dc= Q*T^1/2 (NBR

8400 pag 33) 26,62

Com esses dados devemos normalizar o diâmetro de acordo com fabricantes.

Tabela 6 : Escolha dos cabos de aço:<http://www.intercabos.com.br/produtos_cabo_6x36af.php>.

O valor escolhido foi Dc = 29mm.

5.1.6 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.

O desenho esquemático do tambor e roldanas é apresentado abaixo onde mostra o

número de inflexões totais:



Figura 4: Desenho esquemático do sistema.

Numero total de inflexões do sistema: Wt = 7

Os valores de H1 são mostrados na tabela abaixo.

Tabela 7: Tabela 28 NBR 8400.

O valor de H2 é constante para tambores, polias e polia de compensação e o seu valor pode

ser obtido na tabela 29 da NBR 8400.

Diâmetro da polia de compensaçãoDRC>=Dc.H1.H2

(mm)519,68

Normalizando o diâmetro conforme a norma DIN

Diâmetro da polia de compensaçãoDRC Padronizado

(mm)630



O valor encontrado para H2 foi de 1,12.

5.1.7 Polia de Compensação

Tabela 8: Escolha do diâmetro da polia de compensação - padronização DIN.

5.1.8 Polias Normais

Tabela 9: Diâmetro das polias.

Diâmetro das polias DR>=Dc.H1.H2 (mm) 727,552

Normalizando o diâmetro conforme a norma DIN

Diâmetro da polia de compensação

DR Padronizado

(mm) 800

5.1.9 Tambor:

As dimensões do tambor foram encontradas seguindo os passos presentes na norma e sãoapresentados abaixo:

Tabela 10: Dimensões do tambor.

Dimensões do tamborDiâmetro do tambor Dt=Dc*H1*H2 649,6

Comprimento do tambor Lt=(2*A)+(2*Lr) + B (mm) 2258,64

A= 3*Dc (mm) 87

B=DRC 630

Ranhuras Nru=H*(Z/2)/(pi*Dt) 19,60

Valor total de ranhuras NRT 22

Passo P=1,14*DC (mm) 33,06

Lr= nrt*P 727,32



Cálculo da espessura do tambor:

Tabela 11: Espessura do tambor.

Calculo da espessura do tambor

Tensão de escoamentoTambor ranhurado aço 1020 kgf/cm² (τ) 500

Calculo por esmagamento ht1=0,5*T /P*τ (mm) 19,09

Calculo por estrangulamento 60,922

Escolher o maior diâmetro hfinal 60,92

5.1.10 Seleção do Redutor

Primeiramente, se adota um motor para que a escolha do redutor tenha uma referência

inicial. O motor escolhido foi um de 4 pólos com 60Hz e 1800 rpm. Tendo este motor como

referência e utilizando dados anteriores como a velocidade de levantamento e número de cabos,

foi possível calcular a velocidade do cabo e com essa velocidade, a rotação total do tambor.

Dividindo-se a rotação do motor escolhido pela rotação do tambor, temos um valor de redução

que pode ser utilizado para se encontrar, utilizando-se uma tabela, um redutor. O redutor

escolhido (Figura 5), de acordo com a tabela da empresa Cestari®, foi um redutor com uma rotação

de entrada de 1750 rpm, 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.

Tabela 12: Tabela Cestari® para escolha de redutor.



5.1.11 Seleção do Motor

Para a escolha do motor, primeiramente foi observado que o mesmo deveria ter mais de

126 cv, além disso, foram feitos alguns cálculos para se obter um valor mais preciso. Foram

somadas as cargas totais do que deveria ser içado, neste caso, 50 000 kg que é o peso máximo de

carga para o qual o sistema irá suportar, somado com o peso do moitão (anteriormente escolhido e

com 4 polias), tudo isso multiplicado pela velocidade de levantamento da carga (escolhida

anteriormente) e dividido por coeficientes de ajustes retirados de tabelas, para se ajustar devido a

mancais, redutor, sistema de cabos, pinhão, coroa. Após os cálculos, chegou-se a conclusão de que

o motor deveria ter no mínimo 131,64 cv. Utilizando-se uma tabela de motor do catálogo da Weg,

o motor escolhido (Tabela 13) foi um motor de 150 cv sendo o mais próximo com potencia maior à

potência calculada, podendo-se observar que é um motor de potência elevada, pois a velocidade

escolhida para içamento foi uma velocidade um pouco elevada para este tipo de projeto.

Tabela 13: Tabela do catálogo Weg para escolha de motor.

5.1.12 Seleção do Freio

O próximo passo foi a escolha do freio. Para esta etapa, foram calculados o momento total

do motor e feito isso, calculado o momento total no freio para saber qual a capacidade do freio

para conseguir operar nessa situação. Entrando com o valor calculado que foi de 907,86 N.m, no

catálogo para freios eletro-hidráulicos de duas sapatas da empresa EMH® obtemos um freio

(Tabela 13) modelo: FNN 4050, com massa de 101 kg e momento de frenagem mínimo de 470 e

máximo de 1070 N.m.



Tabela 14: Freio escolhido da tabela do catalogo EMH.

5.1.13 Eixo do Tambor

Para dimensionamento do eixo foram utilizados dois critérios (resistência e flexão) e o

modelo utilizado está ilustrado na Figura 5 abaixo.

Figura 1: Modelo utilizado.

Além das forças o eixo sofre torção, ambos foram considerados através do uso da teoria das

tensões combinadas.

3 =16

(.). (.) + (.)

Onde:



D é o diâmetro.

τadm é a tensão admissível de cisalhamento.

Km e Ks são fatores de fadiga e choque.

M é o momento máximo.

T é o torque máximo.

Tabela 45: Simulação critério de resistência.

Determinação do diâmetro do eixo de Içamento

Critério da resistência

Tensão de Escoamento Aço 1040 [MPa] 290

km ------> Tabela de Valores de Choque e fadiga (Anexos) 1,5

x[mm] 62

l[mm] 2382

Ks-------> Tabela de Valores de Choque e fadiga (Anexos) 1

Fator Rasgo-------->Valores de Rasgo de Chaveta(Anexos) 1,3

Momento Máximo N.mm 15485281

Torque N.mm 10175473N------>Valores de Coeficientes de Segurança (Anexos) 3

Rotação 87

Capacidade kg 50000

Cabos de aço kg 300

Peso tambor kg 120

Peso moitão kg 500

Potencia cv 126

pi 3,14

Cortante P[N] 249762,6

Deflexão Máxima 2,382

Tensão Admissível Com Rasco e CS 74,35897

Tal Admissível 55,02564

Aux[16/tal*pi] 0,092603

D^3 2348316

D em mm 132,9185

Normalizando:

D=140 mm



Pelo critério de deflexão foi feita uma formula geral isolando o diâmetro.

=64..

. (75. − −50.)

Onde:

D é o diâmetro.

P é Carga.

E é o modulo de elasticidade.

y é a deflexão máxima.

x é o comprimento total menos o vão dividindo por dois.

Tabela 16: Critério da deflexão.

Modulo de Elasticidade E [MPa] 210000

Deflexão Maxima 2,382

Aux 10,17693

D^4[mm] 477012,9

D 26,28043

Normalizando:

D = 26 mm

Assim utilizamos o maior diâmetro, que no caso foi D = 140 mm.

5.1.14 Chaveta do Eixo do Tambor

Foi escolhida uma chaveta plana deslizante como na Figura 8 abaixo:



Figura 8: Dimensões e modelo de chaveta.

Foi utilizado dois critérios:

Critério da Compressão Critério da Cisalhamento

=4

( . .) =

2(..)

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.

Simulação:

Tabela 57: Simulação chavetas.

Chavetas Planas

Tensão de Escoamento[Mpa] 290

N(Coeficiente de Segurança) 1,3

D(Diametro do Eixo)[mm] 140

t(tabelado)[mm] 9,525

Torque[N.mm] 10175473

b(Tabelado)[mm] 12,7



Tensão de Compressão 223,0769231

Cisalhamento 165,0769231

Lci 69,33722876

Lco 136,8254647

l = 140 mm

5.1.15 Mancais

= .√ ..60

10

Onde,

C = capacidade de carga dinâmica.

P = carga dinâmica equivalente [N].

Lh = vida nominal expressa em horas

n = rotação [rpm].

*P = 3 para rolamento de esfera.

*P = 10/3 para rolamentos de rolos.

Tabela 68: Mancais.

Mancais

Diametro do Eixo 140

P = carga dinâmica equivalente [N]. 124881,3

Lh = vida nominal expressa em horas 2000

n = rotação [rpm]. 87

*P = 3 para rolamento de esfera. 3*P = 10/3 para rolamentos de rolos.

Aux 10,44

C = capacidade de carga dinâmica kN 272,9382

Assim o mancal selecionado foi um mancal de esferas de contato angular (Figura 9), com

capacidade de carga dinâmica de 275 kN, massa 21,6 kg , diâmetro interno de 140mm e externo de

300 mm.



Figura 9: Tabela NSK , mancal escolhido

5.2 Sistema de Translação

5.2.1 Dimensionamento das Vigas do Carro

O carro será composto por 8 vigas, responsáveis por sustentar a carga que a ponte rolante

transporta assim como os seu constituintes como motores, redutores, freios, tambor, moitão, cabos,

etc. Cada uma das vigas foram trabalhadas individualmente uma vez que estas são submetidas a

esforços diferentes. A Figura 10 abaixo nos mostra o esquema de vigas trabalhado.



Figura 10: Esquema de vigas da ponte rolante.

Para as vigas 1 e 4, simétricas entre se, o seguinte diagrama de forças foi adotado, com o

objetivo de se encontrar o valor máximo do momento e cortante.

Figura 11: Diagrama de forças para as vigas 1 e 4.

Sendo de conhecimento os valores das dimensões das vigas assim como a força de contato

F, igual à carga total C dividido por quatro, pode-se verificar o comportamento do momento fletor

e o cortante do decorrer da viga. Como vemos nas Figuras 12 e 13 abaixo.



Figura 12: Momento fletor para as vigas 1 e 4.

Figura 13: Cortante para as vigas 1 e 4.

Após obtido os valores máximos do momento e cortante, o perfil da viga e as sua secção

pode ser determinada. Para as vigas 1 e 4 um perfil do tipo caixão foi escolhido. 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, sendo utilizado inicialmente

um coeficiente de segurança igual a 1,5. 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.

0,00

10000,00

20000,00

30000,00

40000,00

50000,00

-0,40 0,10 0,60 1,10 1,60 2,10

M(x) [N.m]

M(x) [N.m]

-200000,00

-150000,00

-100000,00

-50000,00

0,00

50000,00

100000,00

150000,00

200000,00

-0,40 0,10 0,60 1,10 1,60 2,10

V(x) [N]

V(x) [N]



Figura 14: Perfil de viga adotado.

Tabela 19: Valores das dimensões atribuídas às vigas e seus esforços máximos.

Para as vigas 2 e 3 temos o seguinte diagrama de forças (Figura 15), as Figuras 16 e 17 nos

mostram os gráficos dos momentos e cortantes máximos que as mesmas estão submetidas. 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.






Figura 18: Distribuição de forças pelas polias e moitão.

-50000,00

0,00

50000,00

100000,00

150000,00

200000,00

250000,00

0,00 1,00 2,00 3,00 4,00

M(x) [N.m]

M(x) [N.m]

-200000,00

-150000,00-100000,00

-50000,00

0,00

50000,00

100000,00

150000,00

200000,00

-0,50 0,50 1,50 2,50 3,50

V(x) [N]

V(x) [N]



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, feito isso utilizou-se uma tabela de vigas já

pré-existentes sendo escolhido aquela cujo módulo de resistência mais se assemelha ao

encontrado. 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.

Figura 19: Secção adotada para a viga.


As vigas 5 e 6 estão submetidas a esforços conforme vemos na Figura 20 abaixo, e seus

respectivos momentos máximos e cortantes máximos podem ser vistos nas Figuras 21 e22 que

seguem.






Um perfil W também foi adotado para essa viga, os valores encontrados para as dimensões

e tensões estão dispostos na Tabela 21 a seguir.

0,00

5000,00

10000,00

15000,00

20000,00

0,000 0,500 1,000 1,500 2,000

M(x) [N.m]

M(x) [N.m]

-40000,00

-20000,00

0,00

20000,00

40000,00

0,000 0,500 1,000 1,500

V(x) [N]

V(x) [N]




Para a viga 7, o diagrama de forças está disposto na Figura 23 abaixo, as Figuras 24 e 25

mostram o comportamento do momento e cortante no eixo da mesma.

Figura 23: Diagrama de forças para a viga 7.

Figura 24: Momento fletor para a viga 7.

0,00

20000,00

40000,00

60000,00

80000,00

100000,00

120000,00

140000,00

160000,00

0,000 0,500 1,000 1,500 2,000

M(x) [N.m]

M(x) [N.m]



Figura 25:Cortante para as viga 7.


5.2.2 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), a Figura 27 mostra o esquema deforças que atua na mesma.

-300000,00

-200000,00

-100000,00

0,00

100000,00

200000,00

300000,00

0,000 0,500 1,000 1,500

V(x) [N]

V(x) [N]



Figura 26: Comportamento das reações de apoio do carro.

Figura 27: Diagrama de forças para a viga de sustentação do carro.

Sabendo-se que o momento máximo atua quando o carro encontra-se no meio da viga,

pode-se descobrir o momento máximo nessa posição, conforme Figura 28.

Figura 28: Momento fletor para a viga de sustentação do carro.

O valor correspondente ao cortante máximo que ocorre à medida que o carro aproxima-se

da extremidade foi encontrado, conforme se esquematiza a Figura 29 a seguir.

0,00

500000,00

1000000,00

1500000,00

2000000,00

0,00 10,00 20,00 30,00

M(x) [N.m]

M(x) [N.m]



Figura 29: Cortante máximo para a viga de sustentação do carro.

Obtidos esses valores e considerando uma viga de perfil W, respeitando-se também o

critério da flecha máxima, pode-se obter a dimensão desejada para a viga de tal maneira que

atenda a todos os requisitos de tensão, cisalhamento e deformação vertical. A Tabela 23 a seguir

nos mostra os valores obtidos.




5.2.3 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. A Figura 30 mostra o esquema desse tipo de trilho e a

Tabela 25 mostra algumas de suas dimensões.

Tabela 24: Tipos de trilhos.

Figura 30: Esquema do trilho da ponte rolante.

Tabela 25: Dimensões dos trilhos.



5.2.4 Motor/Freio e Redutor

Primeiramente, se adota um motor para que a escolha do redutor tenha uma referência

inicial. O motor escolhido foi um de 4pólos com 60Hz e 1800 rpm. Tendo a velocidade do carro,

como referência e utilizando dados anteriores como dividindo-se a rotação do motor escolhido

pela rotação da roda do carro, temos um valor de redução onde se pode selecionar um redutor

utilizando-se uma tabela. O redutor escolhido (Tabela 26), de acordo com a tabela da empresa

Cestari®, foi um redutor com uma rotação de entrada de 1750 rpm, rotação de saída de 35 rpm e

4,5 cv de tamanho 41 (tamanho com dimensões específicas do fabricante).

Tabela 26: Tabela Cestari®.

Para a escolha do motor, primeiramente foi observado que o mesmo deveria ter mais de

1,85 cv, além disso, foram feitos alguns cálculos para se obter um valor mais preciso. Foram



somadas as cargas totais que deveria ser movimentadas, neste caso, 50 000 kg que é o peso

máximo de carga para o qual o sistema irá suportar, somado com o peso do moitão (anteriormente

escolhido e com 4 polias), tudo isso multiplicado pela velocidade do carro ( escolhida

anteriormente) e pela resistência de rodagem, depois dividido por coeficientes de ajustes retirados

de tabelas. Após os cálculos, pode-se chegar a conclusão de que o motor deveria ter no mínimo

1,85 cv. Utilizando-se uma tabela de motor do catalogo da Weg®, o motor escolhido (figura xx1) foi

um motor de 2cv pois era o mais próximo com potencia maior à potencia calculada. Porem serão

escolhidos dois motores para a translação do carro, com potencia unitária de 1 cv.

Tabela 27: Seleção de motor.

Figura 31: Tabela Weg®.



O próximo passo foi a escolha do freio. Para esta etapa, foi calculado o momento total do

motor e com o valor, calculado o momento total no freio para saber qual a capacidade o freio deve

possuir para conseguir operar nessa situação. Entrando com o valor calculado que foi de 1N.m.

Como momento de frenagem e a potência do motor é baixa foi possível selecionar um

motor-freio com uma capacidade mínima 2N.m e assim diminuir custo e espaço do projeto. Os

dados dos motores estão na Tabela 28 abaixo:

Tabela 28: Tabela WEG, Características de Freio.

5.2.5 Diâmetro da Roda do Carro

Para cálculo da roda do carro foi usado a norma da ABNT NBR 8400 que estabelece a

seguinte relação:

2lim

1

. C P b

FrmedioC D

77,3711 C D mm



Por meio de inúmeras tentativas de cálculos, para V = 20 m/min, concluímos que:

C1 = 1,11

Droda 368 mm

Normalizando:

Droda = 315 mm

Tabela 29: Simulação diâmetro da roda do carro.

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) 7,94

Tabelas(30,31,32,33)

Pressão Limite(Plim)(daN/mm^2)--->Aço Forjado 0,56

C1 1,06

C2 0,9

b 47,12

Fr 9708,333333

Aux 25,1733888

Seleção da roda Pág 33

Verificação Para Caso 1 e 2 C1.D≤ 385,6585782

Dr 315



Tabela 30: Tabela 30 e 31 NBR 8400.

Tabela 31: Tabela 32 NBR 8400.



5.2.6 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, calculo do eixo como torção pura:

Tabela 31: Eixo do carro.

Tensão de Escoamento Mpa 290

Ks 2

Fator Rasgo 1,3

Torque N.mm 702592,2

N(coeficiente de Segurança) 3

rotação 20Potencia cv 2

pi 3,14

Tensão Admissivel Com Rasco e CS 74,35897

Tal Admissivel 22,30769

D^3 320973,4

D em mm 68,46832

T em kgf.m 71,62

T em N.m 702,5922

Necessidade de Mancal

Distancia Maxima 827,4559

Não há necessidade de mancais

D=70 mm

5.2.7 Chaveta do carro

Os cálculos são idênticos ao da chaveta do eixo de içameto, simulação e resultados na

Tabela 32 abaixo:

Tabela 327: Chavetas do carro.

Chavetas Planas

Tensão de Escoamento[Mpa] 290

N(Coeficiente de Segurança) 1,3

D(Diametro do Eixo)[mm] 70

t(tabelado)[mm] 6,35

Torque[N.mm] 702593b(Tabelado)[mm] 9,525

Tensão de Compressão 223,0769231



Cisalhamento 165,0769231

Lci 12,76686966

Lco 28,34245064

L=29 mm

5.2.8 Acoplamentos do Projeto

Os acoplamentos foram selecionados de acordo com o catalogo da Terteflex®, onde o

parâmetro principal é o momento, simulação e tabelas em anexos.

Seleção de acoplamentos Entrada Saída

Translação D3 D9

Içamento D7 D15

Tabela 338: Acoplamentos



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

Relatório Projeto Ponte Rolante Completo MATHEUS DANTAS

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