PROJETO DE UMA PONTE ROLANTE Serviço : Manutenção Industrial.
Dados Técnicos e Características Principais Do Projeto : • Ambiente de serviço: sem vento, temperatura máxima 40°C. • Capacidade nominal de carga: • Vão da ponte rolante: • Velocidade nominal de levantamento: • Velocidade nominal de translação do carro (direção): • Velocidade nominal de translação da ponte: • Curso útil do gancho: • Extensão do caminho de rolamento: • Classe de utilização da ponte rolante: • Estado de carga: • Classificação do mecanismo para: a) Mecanismo de levantamento: b) Mecanismo de translação do carro (direção) : c) Mecanismo de translação da ponte:
Coberto, 25 ton. 20 m 9 m/min 36 m/min 80 m/min 10 m 150 m B 2 Grupo 2M Grupo 2M Grupo1AM
OBSERVAÇÕES : 1. A ponte rolante será operada, por meio de combinadores, instalados na cabina de comando, com a utilização de freios de sapatas. 2. Todos os movimentos da ponte serão acionados, por meio de um sistema rotórico convencional de 5 pontos de velocidades ( utilizando motores com rotores bobinados também chamados motores de anéis ). A tensão de alimentação elétrica será 440V, 60Hz, trifásica. 3. Para o mecanismo de elevação principal, utilizar para o motor elétrico, um fator de marcha de 40% e classe de partida igual a 150. 4. Para o mecanismo de translação da ponte, utilizar para o motor elétrico, um fator de marcha de 40% e classe de partida igual a 150. 5. Para o mecanismo de translação do carro, utilizar para o motor elétrico, um fator de marcha 40% e classe de partida igual a 150. 6. As avaliações dos projetos, serão feitas quinzenalmente durante o acompanhamento do andamento do projeto pelo Professor Orientador. 7. Estas folhas de dados técnicos deverão ser devolvidas com o projeto.
PROJETO DO EQUIPAMENTO O projeto do equipamento será de acordo com as normas: • NBR 8400 - antiga PNB 283 - Mecânica/Estrutural • EB 620 - Motores Elétricos Anéis. Para consultas, onde as normas acima forem omissas, utilizar : 1. CMMA 2. AISE 3. FEM 4. JIS 5. DIN 6. IEC 7. OUTRAS NOTA : • Todo componente e material aplicado na fabricação do equipamento deverá ser disponível no mercado brasileiro ( Bitolas de Chapas / Perfis, etc. ).
1
DESENVOLVIMENTO DO PROJETO - ROTEIRO DE CÁLCULOS : 1. Escolha do número de cabos de sustentação /diagrama esquemático do cabeamento / cálculo e escolha do moitão / seleção do rolamento de escora. 2. Escolha do diâmetro do cabo padronizado. 3. Escolha do coeficiente de segurança do cabo de aço. 4. Escolha do diâmetro das polias ( compensadoras / móveis/fixas ). 5. Seleção dos rolamentos das polias móveis e fixas. 6. Escolha do diâmetro / comprimento do tambor / cálculo do tambor ( espessura / peso total/eixos / flanges / nervuras / rolamento do lado do pedestal ). 7. Cálculo da potência do motor de levantamento. 8. Escolha do motor de levantamento. 9. Cálculo da redução necessária para redutor de levantamento. 10.
Escolha do redutor de levantamento.
11.
Cálculo e escolha dos pinos/buchas do acoplamento especial do tambor / redutor.
12.
Desenho do acoplamento especial tambor x redutor.
13.
Cálculo do torque para o freio de levantamento.
14.
Escolha do freio para o motor de levantamento ( parada ).
15.
Escolha do freio de controle para levantamento ( sistema de controle ).
16.
Seleção / cálculo de acoplamentos e rolamentos / cálculo de eixos necessários.
17.
Estimativa do peso do carro ( Estrutural / Mecânico / Elétrico ).
18.
Cálculo da potência para o motor de translação do carro.
19.
Escolha do motor de translação do carro.
20.
Cálculo do freio para o motor de translação do carro ( parada ).
21.
Escolha do freio para o motor de translação do carro ( parada ).
22.
Cálculo da reação máxima por roda do carro.
23.
Checagem do diâmetro roda / trilho - reação.
24.
Cálculo da redução para redutor de translação do carro.
25.
Escolha do redutor de translação do carro.
26.
Entre rodas/vão do carro ( LAY-OUT ).
27.
Seleção/cálculo de acoplamento e rolamentos / cálculo de eixos necessários.
28.
Cálculo preliminar da estrutura do carro.
29.
Cálculo preliminar do peso próprio total do carro.
30.
Determinação do centro de gravidade do carro ( CG ).
31.
Verificação da estrutura do carro manualmente pelos conhecimentos da resistência dos
materiais.
2
MÁQUINAS DE ELEVAÇÃO E TRANSPORTE DE CARGAS ITEM 1 1.1- ESCOLHA DO NÚMEROS DE CABOS DE SUSTENTAÇÃO • Recomenda-se de 1Ton A 30Ton utilizar 4 ( quatro ) cabos e talha gêmea. 1.2- DIAGRAMA ESQUEMÁTICO DO CABEAMENTO
talha gêmea de 4 cabos 1.2- CÁLCULO E ESCOLHA DO MOITÃO • Para carga útil de 25 Ton, peso total do moitão = 480 Kg ( tab. pág. 78 )
3
1.4- SELEÇÃO DO ROLAMENTO DE ESCORA
Co = FS x Po onde: Co Po FS
→
→ →
Capacidade de carga elástica Carga elática equivalente Fator de esforço elástico = 2
para F = 25000 Kg = 250 KN Co = 2 x 250
⇒
Co = 500 KN
∴
Co = 50000 Kg
para Co = 50000 Kg No catálogo da FAG temos: Rolamento Axial de Esfera - Nº 51226 •
∅int . = 130 mm
•
∅ext. = 190mm
• Largura = 45 mm • Peso = 3,99 Kg
ITEM 2 2.1- ESCOLHA DO DIÂMETRO DO CABO PADRONIZADO RENDIMENTO DA TALHA
η talha
1 1 − (η mancal ) = × N 1 − η mancal
onde: N
→
N
=
1 1 − 0,98 2 × ⇒ η talha = 0,99 2 1 − 0,98
Número de polias a contar da compensadora inclusive
η mancal → Mancais de rolamento ( tab. pág.86 )
4
2.2- FORÇA DE TRAÇÃO
T =
carga + acessórios 25000 + 480 = ⇒ n° cabos ×ηtalha 4 × 0,99
T
= 6.4 3 4
,3 4
K g
2.3- DIÂMETRO MÍNIMO DO CABO
d min = Q × T = 0,30 × 6.434 ,34 ⇒
onde: Q
dm in
= 2 4 ,0 6 m m
→ Coeficiente que depende do grupo no qual está classificado o mecanismo, do cabo e do tipo de levantamento efetuado.
• Para grupo 2M
NOTA :
⇒
Q = 0,30 ( NBR 8400 )
d fabr ≥ d m in , para o diâmetro de 24,06 mm adotar cabo padrão de 1” ( 25,4mm )
Ø NORMALIZADO = 1” - cabo de aço polido com alma de fibra 6 x 41 com carga de ruptura ( Cs ) = 37900 Kg/mm2 e peso = 2,5 Kg/m ( tab. pág. 88 ). Peso do cabo = n° de cabos x altura de elevação x densidade linear Peso do cabo = 4 x 10 x 1,919 P e s o
d o
c a b o
= 7 6 , 7 6
VERIFICAÇÃO : T =
K g
25000 + 480 +76 ,76 ⇒ 4 × 0,99
d =0,30 × 6.453 ,72 ⇒
• Portanto diâmetro adotado satisfaz
⇒
T
= 6.4 5 3
d = 2 4 ,1 0
,7 2
K g f
m m
d = 1" ou 254 , mm
ITEM 3 – ESCOLHA DO COEFICIENTE DE SEGURANÇA DO CABO DE AÇO
Cs =
carga de r uptura do cabo de aç o T
Cs =
NOTA :
37900 ⇒ 6.453 ,72
C s
= 5,8 7
C s≥ 5 para pontes que não transportam metal líquido. 5
• Portanto Cs = 5,87 está OK
ITEM 4 –
4.1- ESCOLHA DO DIÂMETRO DA POLIA COMPENSADORA Ømín
≥ H1 x H2 x Dc
= 14 x 1 x 25,4
⇒
∅ = 3 5 5
,6 0
m m
onde: H1 H2 Dc
→ → →
Grupo de classificação mecânica ( 2M/cabo 1” ) - ( pág. 75 ) 1 ( NBR 8400 ) – ( Pág. 76 ) Diâmetro do cabo
• Da tab.(pág. 90) temos que: Polia grupo 0 a 4 (compens.)
→
∅ p a d r o n iz a d
o
= 3 5 5
m m
DIN 15062
4.2- ESCOLHA DO DIÂMETRO DAS POLIAS MÓVEIS Ømín
≥ H1 x H2 x Dc = 20 x 1,12 x 25,40 ⇒
Ø = 568,96 mm
• Da tab. ( pág. 90 ) temos que : Padronizado D1 série I
→
∅ p a d r o n iz a d
o
= 6 3 0
m m
DIN 15062
ITEM 5 – 5.1- SELEÇÃO DOS ROLAMENTOS DAS POLIAS MÓVEIS E FIXAS
Obs.: Talha gêmea de quatro cabos não possui polia fixa.
FR = P ⇒ P =
6453 ,72 ⇒ P = 3226 ,86 Kg 2
Co = FS × Po ⇒Co = 3226 ,86 ×1,5 ⇒Co = 4840 ,29 Kg onde:
→ Carga de tração por cabo Co → Capacidade de carga estática Po = FR → Carga estática equivalente FS → Fator de esforço estático = 1,5
P
para Co = 4840,29 Kg 6
No catálogo da FAG temos: • Rolamento Fixo de Esfera - Nº 6410N •
∅int . = 50 mm
•
∅ext . =130 mm
• Largura = 31 mm • Peso = 1,95 Kg
ITEM 6 – ESCOLHA DO DIÂMETRO / COMPRIMENTO DO TAMBOR / CÁLCULO DO TAMBOR ( ESPESSURA / PESO TOTAL / EIXOS /FLANGES / NERVURAS / ROLAMENTO DO LADO DO PEDESTAL ).
6.1- ESCOLHA DO DIÂMETRO DO TAMBOR ∅mín tambor ≥ d cabo × H1 × H 2 = 25 ,4 ×18 ×1 ⇒
∅ m ín ta m b o r
= 4 5 7 ,2 0 m m
onde:
H 1 = 18 ( para grupo mecânico = 2M / pág. 75 ) H 2 = 1 ( NBR 8400 / pág. 76) d cabo = 1” ( 25,4 mm ) 6.2- Dados: • Diâmetro primitivo do tambor
D = 457,20 mm
• Altura de elevação
H = 10000 mm
• Diâmetro do cabo de aço
d=1“
• Carga nominal
Qn = 25000 Kgf
• Peso dos dispositivos de levantamento
Qd = 480 Kgf
• Número de cabos de sustentação da carga
f=4
• Número de pontas de cabos presos no tambor
i=2
• Potência transmitida ao eixo do tambor • Rotação do tambor
6.3- CÁLCULO DA QUANTIDADE DE RANHURAS NORMAIS DE UM LADO DO TAMBOR.
n=
H×f 10000 × 4 +2 = +2 ⇒ π × D ×i π × 457 ,20 × 2
n = 1 6
r a n h u r a s
7
6.4- CÁLCULO DO COMPRIMENTO DO TAMBOR ( TEÓRICO ).
Lt = 2 × F1 + Fr + 2 × l = 2 × 75 + 75 + 2 × 464 ⇒
L t
= 1 1 5 3
m m
onde:
F1 → Folga lateral para prender cabos = 75mm Fr
→
Folga entre lados ranhurados = 75mm
l = n x p = 16 x 29
⇒
Verificação Ltambor = tambor ∅
l = 464mm
2,52
2 < 2,52 < 8
está OK.
6.5- CÁLCULO DO DIÂMETRO EXTERNO USINADO B = D - 2K = 457,20 - 2 X 3
⇒
B = 4 5 1
,2 0
m m
K = 3 ( Conf. tabela Pág.98)
6.6- CÁLCULO DA ESPESSURA MÍNIMA TEÓRICA 6.6.1- ESQUEMA COM DIMENSÕES d ( pol )
P ( mm )
R ( mm )
K ( mm )
S ( mm )
1
29
13,5
3
9,7
h min
( mm ) 16
6.6.2- CÁLCULO DA CARGA EM 1 CABO NO TAMBOR
PL =
Qn + Qd 25000 + 480 = ⇒ f ×n 4 × 0,99
P L
= 6 4 3 4
,3 4
K g f
6.6.3- CÁLCULO DAS TENSÕES DEVIDO AO EFEITO DE CARGA
σ
v
=
i × P L× L ⇒ π × D2 × h
σ
v
= 141,22 Kgf / cm2
8
6.6.4- TENSÃO DE FLEXÃO LOCAL
σf
= 0,96 × PL × 4
σf
1 ⇒ D × h6 2
= 451,38 Kgf / cm 2
6.6.5- TENSÃO DE ESMAGAMENTO
σ
esm
=
0,5 × PL ⇒ p × h × 0,112 × p 2
σ
esm
= 736,11Kgf / cm2
6.6.6- TENSÃO TOTAL RESULTANTE
σ
2
res
= (σ v + σ f ) 2 + σ esm = (141,22 + 451,38) 2 + 736,112
⇒ σ res = 945K gf / cm2
σ ≤σ res
adm
= 1100Kgf / cm2
6.7- ANÁLISE DA TORÇÃO NO CASCO 6.7.1- CÁLCULO DA TENSÃO DE TORÇÃO
τ
T
=
i × PL ⇒ π × D× h
τ
T
≤
= 5 6K g f / cm2
τ
2 = 7 8 K 0 g / f c m adm
6.7.2- CÁLCULO DO ÂNGULO DE TORÇÃO
θ 2 × i × PL = × 57,296 L G ×π × h × D 2
⇒ θT =
θ L
θ L
= 0,000003 ×
≤
θ adm = 0,003°/ cm L
LT 115 ,3 = 0,000175 × ⇒ 2 2
θ T
= 0.0 10 °
≤ θ Tadm = 3°
6.7.3- ESPESSURA DA CHAPA
T =h+S +K + adota-se :
|δ | | −4 | + γ g + 1 = 16 + 9,7 + 3 + + 5 +1 ⇒ 2 2
T = 37,50 mm h =16 mm S = 9,7 mm
T
= 3 6 ,7 m m
K = 3 mm
γ g = 5mm
9
6.7.4- DIÂMETRO INTERNO BRUTO Di = B − 2 × h − 2 × S − γ g = 451 ,20 − 2 ×16 − 2 × 9,7 − 5 ⇒
Di = 3 9 4
,8 0 m m
6.7.5- DIÂMETRO EXTERNO BRUTO
De = Di + 2 ×T = 394 ,80 + 2 × 36 ,70 ⇒
De = 4 6 8
,2 0 m m
6.7.6- VERIFICAÇÃO DO SOBREMETAL MÍNIMO PARA USINAGEM Bv = De − | δ | −γ g = 468 ,20 − 4 − 5 ⇒
B v
= 4 5 9
,2 0
Bv ≥ B + 2 ⇒ Bv ≥ 451 ,20 + 2 ⇒ Bv ≥ 453 ,20
∴
459,20 > 453,20
Ok!
• Chapa padronizada de 1.1/2” ( 38,1 mm )
6.8- CÁLCULO DO ROLAMENTO ( Rolamento Auto Compensador de Rolos ) onde: T = 6474,34 Kgf
ntambor =
Vtan g .cabo
π × ∅ tambor
⇒
ntam b o r
= 1 2 ,5 3 r p m
nh = nº horas = 3000 h Rolamento 22214ESK.TVPB ( adotado ) Co = Capacidade de carga estática C = Capacidade de carga dinâmica
P o = F r + Y o× F a
P = X × F r+ Y × F a
onde
onde
Fa ≤e Fr Fa ≥e Fr
Carga estática equivalente Po = Fr + Yo × Fa = 6434 ×9,8 + 2,9 ×18285 ,43 ⇒
P o
= 1 1 6 0 8 0
,9 4
N
onde: Yo = 2,9 Co = 224 KN e = 0,23 Fa = Fr × e = 6434 × 0,29 × 9,8 ⇒
F a
= 1 8 2 8 5
,4 3
N
Fs = 1,5 C = 176 KN 10
'10
LH =
1.000 .000 176000 ,00 3 × ⇒ 60 ×12 ,53 116080 ,94
= 5 3 2 6
L H
,0 3 h
Do catálogo da FAG temos: • Rolamento Auto Compensador de Rolos 22214ESK.TVPB •
∅ext = 125 mm
•
∅int = 70 mm
• Largura = 31 mm
∴
O Rolamento é satisfatório para o Projeto
6.9 - CÁLCULO DAS PONTAS DE EIXO Deve - se verificar o lado do pedestal e o lado do redutor, considerando que no lado do pedestal Tm é nulo. Fr deve ser calculado a parte, levando em conta a força devido as cargas. 6.9.1 - VERIFICAÇÃO NO LADO DO PEDESTAL Peso do tambor (teórico)
S=
π × (D2 − d 2 ) ⇒ 4
S = 4,9 7 d m
2
V (teórico ) = S × LT = 4,97 ×11,53 ⇒ V (teórico ) =
m
γ
V = 5 7 ,3 0 d m
⇒ m = V × γ = 57 ,30 × 7,85 ⇒
P (teórico ) = m × g = 449 ,80 × 0,98 ⇒
3
m = 4 4 9
P = 4 4 0
,8 0
,8 0
K g
K g f
W 440 ,80 Fr (teórica ) = PL × β + = 6434 ,34 ×1,15 + ⇒ 2 2
F r
= 7 6 1 9
,8 9
K g f
Peso do tambor (real) utilizado para os cálculos
π × (D2 − d 2 ) S= ⇒ 4
S = 4,9 7 d m
2
V ( real ) = S × LT = 4,97 × 20 ,00 ⇒ V ( real ) =
m
γ
V
= 1 0 1
⇒ m = V ×γ = 101 ,5 × 7,85 ⇒
P ( real ) = m × g = 796 ,8 × 0,98 ⇒
P = 7 8 0
,5d m
3
m = 7 9 6
,8 6
,8 K g
K g f
W 780 ,86 Fr ( real ) = PL × β + = 6434 ,34 ×1,15 + ⇒ 2 2
F r
= 7 7 9 0
K g f
6.9.2 - TENSÃO DE FLEXÃO 11
σex = Fr + b × 32 = 7790 × 6,85 × 32 ⇒ σex = 376,70 Kgf / cm π×j π × 11,3 3
3
2
6.9.3 - TENSÃO DE CISALHAMENTO DEVIDO AO TORQUE ( Não aplicável ) 6.9.4 - TENSÃO DE CISALHAMENTO DEVIDO A FORÇA CORTANTE
τc
ex
=
4 × Fr 4 × 7790 = ⇒ π × j 2 π × 11,3 2
τc
ex
= 77,68Kgf / cm 2
6.9.5 - TENSÃO COMBINADA
σ e r = σ e x + 3 × [ (τ e x) + (τ 2
2
t
σ er = 400Kgf / cm
2
c
]
[
]
e x) 2 = 3 7 6,7 02 + 3 × (0 + 7 7,6 8) 2 ⇒
σ
≤ e ra d m= 1 2 5K0 g /fc m2
6.10 - CÁLCULO DE ESPESSURA DA FLANGE 6.10.1 - TENSÃO DE ESMAGAMENTO NA FLANGE INTERNA
I 21,5 Fr × J − 7790 × 18,75 − 2 2 σes i = I × j × t = 21,5 ×11,3 × 0,952 2
⇒
σes
i
= 269,44 Kgf / cm 2
σ
≤ e si = 1 1 0K0 g /fc m2 ad m
6.10.2 - TENSÃO DE ESMAGAMENTO NA FLANGE EXTERNA
I 21,5 Fr × J + 7790 × 18,75 + 2 2 σes e = I × j × t = 21,5 ×11,3 ×1,905 1
⇒
σes
e
= 496,53Kgf / cm 2
σ
≤ e sea d m = 1 1 0K0 g /fc m2
12
6.11 - CÁLCULO DA SOLDA DO EIXO-CUBO-FLANGE 6.11.1 - TENSÃO DE FLEXÃO UNITÁRIA ( POR CM DE SOLDA ) • MOMENTO FLETOR M = Fr × J = 7790 ×18 ,75 ⇒
M
= 1 4 6
.0 6 2
,5 K g f
× c m
• MOMENTO RESISTENTE UNITÁRIO
π × j2 π × 11,32 +π × I 2 = + π × 21,52 ⇒ 2 2
Wu =
M σfu = Wu
=
146 .062 ,5 ⇒ 1652 ,78
W u
σfu = 88,37 Kgf / cm
= 1 6 5 2
,7 8 c m
4
2
6.11.2 - TENSÃO DE CISALHAMENTO UNITÁRIO DEVIDO AO TORQUE ( Não aplicável )
6.11.3 - TENSÃO DE CISALHAMENTO DEVIDO A FORÇA CORTANTE
Aw = 2 × π × j ( área unitária ) Aw = 2 × π ×11,3 ⇒
τfu =
A w
Fr 7790 = ⇒ Aw 71
= 7 1 cm
2
τfu = 109,72 Kgf / cm
2
6.11.4 - TENSÃO RESULTANTE UNITÁRIA
σ ru = σ fu + τ fu + τ tu 2
2
2
= 8 8,772 + 109,7 22 + 0 ⇒
σru = 141,13Kgf / cm
2
6.11.5 - ESPESSURA MÍNIMA DO CORDÃO DE SOLDA
σ ru
2 = 8 5 K 0 g / fc m adm
Y s=
σ ru σ ru
adm
=
1 4 ,1 3 ⇒ 850
Y s
m in
= 0,1 6 6
cm
13
ITEM 7 – CÁLCULO DA POTÊNCIA DO MOTOR DE LEVANTAMENTO
(Q + Q0 ) ×V (25000 + 480 ) × 9 × f1 × f 2 × f 3 = ×1 ⇒ 75 × 60 ×η 75 × 60 × 0,885
N mec =
Nm e c
= 5 7 ,5 8 C V
onde: • V = Velocidade de levantamento - ( m/min ) • Q = Carga máxima ( Kg ) • •
•
•
Q0
= Peso próprio do acessório ( Kg )
η
= Rendimento mecânico sistema
η =η ×η η
ta lh a
×
η
r e d u t o r r o l a m et an mt o b o r
= 0,9 7N
re d u to r
• N = Número de engrenamentos ( adotar 3 )
•
η
= 0,9 8
r o l a m e tna tom b o r
•
f1 ⇒ f ( temperatura ambiente ) → f1 = 1
•
f 2 ⇒ f ( altitude ) → f 2 = 1
•
f3 ⇒
f ( sistema de controle )
→ f3 = 1
ITEM 8 – ESCOLHA DO MOTOR DE LEVANTAMENTO 14
8.1- ESPECIFICAÇÃO DO MOTOR • Norma : EB 620 • Carcaça : 250M • Potência : 61cv • Rotação : 1140 rpm • Nº polos : 6 • Tensão de alimentação : 440V x 3 fases x 60 Hz • Classe de isolação : B • Grau de proteção : IP54 • Nº manobras / hora : 150 • % ED : 40 • Pintura : Standart • Cor : SY-8/12 (amarelo segurança)
ITEM 9 – CÁLCULO DA REDUÇÃO NECESSÁRIA PARA O REDUTOR DE LEVANTAMENTO i = Relação de transmissão necessária
i=
Rotação do motor 1140 = ⇒ Rotação do tambor 13
R motor =
i = 8 7 ,6 9
120 × f 120 × 60 × 0,95 = × 0,95 ⇒ R motor = 1140rpm P 6
f = frequência - 60 Hz P = Nº polos - 6
Rtambor =
Vtangencial
Vtan gencial =
cabo no tambor
π × ∅tambor
=
10 ⇒ π × 0.4572
n º cabos da talha ×Vlevantamen 2
to
=
Rtam b o r
4 ×9 ⇒ 2
= 1 3 rp m
Vtan
g
= 1 8 m/m in
ITEM 10 – ESCOLHA DO REDUTOR DE LEVANTAMENTO 10.1- MODO DE FUNCIONAMENTO • para funcionamento constante até 10 h • para 150 arranques por hora
→ C1 = 1,0
→ C 2 = 1,6
10.2- FATOR DE SERVIÇO 15
C = C1 × C 2 = 1,0 × 1,6 ⇒ C = 1,6 10.3- POTÊNCIA NOMINAL DOS REDUTORES
PN = Pe × C = 42 ,38 ×1,6 ⇒
PN
= 6 7 ,8 0 k W
DADOS:
DA TABELA DE REDUTORES(PÁG.132)
i = 87,69
in
n = 1140 rpm
n = 1200 rpm
PN
∴
= 67,80 Kw
= 90
PN
= 76,20 Kw
Redução exata = 90 Tamanho do redutor = 360
10.4 - CÁLCULO TÉRMICO • Adotado 60% das ligações por hora com temperatura ambiente 40°C • Para tamanho de redutor 360 sem refrigeração
Pth = Pth 1 × CW 1 = 168 x1,0 ⇒
∴
P t h
= 1 6 8
→
→
CW1 = 1,0
Pth 1 =168 Kw
K w
Não é necessário refrigeração adicional
REDUTOR UTILIZADO • Motilus IMA-C • Tamanho : 360
ITEM 11 – CÁLCULO E ESCOLHA DOS PINOS/BUCHAS DO ACOPLAMENTO ESPECIAL DO TAMBOR/REDUTOR 11.1 - VERIFICAÇÃO DOS PINOS DO ACOPLAMENTO ESPECIAL Material dos pinos - ABNT 4140 - normalizado Dureza mínima:250 HB 16
Tensão de ruptura:
σR = 850 N / mm 2 Tensão admissível:
σa = 271 ,04 N / mm 2 Considerando 4 dos 6 pinos trabalhando temos:
Fpt =
( F1 + F 2 ) 4
(N )
F1 =Tc +
F2 =
F " pt (N ) 4408 ⇒ 64537 + ⇒ 66741 N 2 2
Mt (N ) 31 .261 ,84 x10 2 rp ⇒ ⇒17 .863 ,91 N
175
Fpt =
66741 +17 .869 ,91 ⇒ 21 .151 ,23 N 4
considerando Knb = 2 temos :
σ Fp = Fpt × d xKnb = 21.151,23 ×14 x2 ⇒ σFp = 66,20N / mm Wp 0,0982 × 45
2
3
σ fp ≤ σ a
σ
compressão
=
portanto está OK!!!
F 21151,23 = ⇒ 0,5 × esp. chapa × ∅ pino 0,5 × 36,7 × 45
σ
compressão
= 25,61Kg / mm2
Tensão de compressão entre cubo e chapa do tambor
σ
comp .
=
Fc 6674 = ⇒ 0,5 × esp. chapa × ∅ cubo 0,5 × 36,7 × 270
σ
comp.
= 1,347Kg / mm2
ITEM 12 – DESENHO DO ACOPLAMENTO ESPECIAL TAMBOR X REDUTOR
17
ITEM 13 – CÁLCULO DO TORQUE PARA O FREIO DE LEVANTAMENTO
T =
71620 × N 71620 × 57 ,58 ×f = ×2 ⇒ n 1140
T
= 3 6 1 7
,4 4
K g f
No caso de manutenção f =2
ITEM 14 – ESCOLHA DO FREIO PARA O MOTOR DE LEVANTAMENTO ( PARADA ) CARACTERÍSTICAS GERAIS DOS FREIOS • Tensão de alimentação - 440v • Frequência - 60 Hz • 150 manobras / hora • Motor trifásico • Torque calculado T = 9580 Kgf • Torque adotado
T = 13400 Kgf
FREIO UTILIZADO (tabela pág.146) • Freio eletromagnético • Série FT40 • Tipo 41TP • Trifásico • ∅ polia
- 400 mm
• Peso - 170 Kg
ITEM 15 – ESCOLHA DO FREIO DE CONTROLE PARA LEVANTAMENTO (sistema de controle)
18
• Para uma rotação de 1140 rpm da tab. ( pág. 161 ) • Motor = 61cv
⇒
→
n = 1200 rpm
60,20 Hp
FREIO UTILIZADO
• Freio de foucault • Motor - 75 Hp • Modelo - AB 707
ITEM 16 – SELEÇÃO/CÁLCULO DE ACOPLAMENTOS E ROLAMENTOS/CÁLCULO DE EIXOS NECESSÁRIOS Para motor de carcaça 250M temos como dimensões: •
D = 70mm
•
D A = 60mm ( ponta de eixo secundária )
( ponta de eixo principal )
• Peso do acoplamento - 30 Kg/m • Fator de serviço - 2,5 Pequivalent
e
= Pno min al × Fs = 61 × 2,5 ⇒
Pequivalent
e
= 1 5 2
,5 0
C V
Da tab.3 ( pág. 197 ) Para motor de carcaça 250 M • Para rotação de 1140 rpm • Potência equivalente - 163 cv
∴
Tamanho do acoplamento será = 10 Adotaremos acoplamento flexível 15G
Para motor de carcaça 132M • Acoplamento 15G • Para roda tipo MC315 • Acoplamento 20G
∴
Utilizaremos : 03 Acoplamento 15G 05 Acoplamentos 20G
ITEM 17 – ESTIMATIVA DO PESO DO CARRO ( ESTRUTURAL/MECÂNICO/ELÉTRICO ) 19
(Kg) 77
• Cabo de aço • Moitão
480
• Tambor
781
• Redutor
1425
• Acoplamento especial
25
• Polia compensadora
25
• Acoplamentos
80
• Eixos
90
• Pedestal do tambor
150
• Motor de levantamento
565
• Freio de parada
170
• Freio controle
400
• Fiação / chaves limites
230
P1( total ) = 4158 Kg
→
adotar
P1( total
)
=4,5 ton
P2 = 0,26118× Q +0,26126 × L−0,14295 × R +0,75459 × W +1,13894 Q = Carga máxima - 25 ton L = Altura de elevação - 10m R = Vão do carro - 2,6319 m W = Entre rodas - 2,00 m
P2 = 0,26118 × 25 0, 26126 ×10 −0,14295 × 2,6319 0, 75459 × 2,00 1,13894 ⇒ P3 = 0,1 × ( P1 + P2 ) = 0,1 × ( 4,5 +1,99 ) ⇒
P3 = 0,6 4 9
P2 = 1,9 9 to n
to n
Ptotal carro estimado = P1 + P2 + P3 = 4,5 +1,99 + 0,649 ⇒
Ptotal
c a r r o
e s tim a d o
= 7,1 4 to n
ITEM 18 – CÁLCULO DA POTÊNCIA PARA O MOTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO
N mec. nec. =
(N A + N R ) (4 + 2,04 ) × f1 × f 2 × f 3 = ×1 ⇒ 1,8 1,8
f1 / f 2 / f 3 →
NR =
Nm e c
.n e c .
= 3,3 5 c v
vide item 7
(Q + Q0 ) × W t× V (25 + 7,1 4) × 7,5 × 3 6 = ⇒ 75× 6 0× η m ec.transl.carro 75× 6 0× 0,973
NR = 2,1 1 cv
20
V = Translação do carro - 36 m/min Q = Carga máxima - 25 ton
Q0
η
= Peso próprio do carro - 7,14 ton(estimado)
m e c s. is t.tr a n s cl.a rro
- 0,97
Wt = 7,5 Kg/ton
NA =
(Q + Q0 ) × V × V × β
g × 7 5× 6 0× 6 0× t a × η m e ctra. n scl.a rr o
=
(2 5 0 0 +0 7 1 4 )0× 3 6× 3 6× 1,2 ⇒ 9,8 × 7 5× 6 0× 6 0x5 × 0,9 73
NA = 4,1 4 cv
Q / Q0 ⇒ K g V = Translação do carro - 36 m/min
β
= 1,2
g = 9,8m / s2 ta = 5 s
η
m e.c
= 0,9 73
ITEM 19 – ESCOLHA DO MOTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO ESPECIFICAÇÃO DO MOTOR • Norma : EB 620 • Carcaça : 132M • Potência : 6,5cv • Rotação : 1140 rpm • Nº polos : 6 • Tensão de alimentação : 440V x 3 phases x 60 Hz • Classe de isolação : B • Grau de proteção : IP54 • Ponta de eixo secundário : sim • Nº manobras / hora : 150 • % ED : 40 21
ITEM 20 – CÁLCULO DO FREIO PARA MOTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO ( PARADA )
T =
71620 × N 71620 × 6,5 = ⇒ n 1140
T
= 4 0 8
,3 6
K g f
N = Potência do motor de translação - 6,5cv n = Rotação do eixo - 1140 rpm f = 1 ( p/ freios eletromagnéticos )
ITEM 21 – ESCOLHA DO FREIO PARA O MOTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO ( PARADA ) T = 408 ,36 ×1,5 ⇒
T
= 6 1 2
,5 4
K g f
adotar
T
= 4 7 0 0
K g f
DADOS : • Tensão de alimentação - 440V • Frequência - 60 Hz • 150 manobras / hora • %ED = 40 • Motor trifásico FREIO UTILIZADO :(pág.146) • Freio eletromagnético tipo: 31TP • Série F25 • Trifásico • ∅ polia
- 250 mm
• Peso - 85 Kg
ITEM 22 – CÁLCULO DA REAÇÃO MÁXIMA POR RODA
Rmáx . =
Rmín .
Carga + Peso total do carro 25000 + 7140 = ⇒ Nº Rodas 4
Peso total do carro 7140 = ⇒ 4 4
Rmín
.
= 1 7 8 5
Rmáx
.
= 8 0 3 5
K g
K g
22
Rmédio =
(2 × Rmáx . ) + Rmín . ( 2 × 8035 ) + 1785 = ⇒ 3 3
Rm é d io
= 5 9 5 1
,6 7 K g
ITEM 23 – CHECAGEM DO DIÂMETRO RODA / TRILHO - REAÇÃO
Rmédio 5951,67 ≤ PL × C1 × C 2 ⇒ ≤ 0,72 × 0,97 × 1 ⇒ b × ∅ roda 38 × 315
R mé dio
0,5 ≤ 0,6 9 8
= 5951,67 Kgf
b = Largura útil do trilho ( TR 25 tab.pág217) - 38 mm
∅roda
= 315 mm ( adotado )
PL = Pressão limite admissível ( material SAE 1070 ) -
∅roda
C1
= f (
C2
= f ( Grupo Mecanismo 2M ) - 1 – tab.33 ( pág.208)
∴
0,72 Kgf / cm 2
/ veloc. transl. ) - 0,97 - tab.32 ( pág. 207 )
DIÂMETRO ADOTADO SATISFAZ!!!!
RODA ADOTADA • Roda mafersa • Tipo MC 315 • Aço forjado RODA A = 17,5 mm B = Conforme trilho tipo TR 25 D = 315 mm E = 65 mm G = 22,5 mm L = 120 mm N = 40 mm O = 160 mm P = 120 mm TRILHO ADOTADO (perfil de estrada de ferro) • Trilho tipo TR 25
ITEM 24 – CÁLCULO DA REDUÇÃO PARA REDUTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO 23
i=
Rotação do motor 1140 = ⇒ Rotação da roda 36 ,38
• Rotação da roda =
i = 3 1 ,3 4
Vtranslcarr o 36 m / min ⇒ ⇒ 36,38 π × ∅ roda π × 0,315 m
ITEM 25 – ESCOLHA DO REDUTOR DE TRANSLAÇÃO DO CARRO 25.1- MODO DE FUNCIONAMENTO • Para funcionamento moderado intermitente até 10 horas • Para 150 arranques por hora
→
C1 = 112 ,
C 2 → 1,6
25.2- FATOR DE SERVIÇO
C = C1 × C 2 = 112 , × 1,6 ⇒ C = 1,79 25.3- POTÊNCIA NOMINAL DOS REDUTORES
PN = Pe × C = 6,5 ×1,79 ⇒
Pn =
11,64 ×11 ⇒ 15
= 1 1 ,6 4 c v
PN
PN = 8,5 4 K w
DADOS:
DA TABELA (pág.132)
i = 31,34
in
n = 1140 rpm
n = 1200 rpm
PN
PN
∴
= 8,54 Kw
= 40
= 27,8 Kw
Redução exata = 40 Tamanho do redutor = 200
25.4 - CÁLCULO TÉRMICO • Adotado 60% de ligações por hora com temperatura ambiente 40°C • Para tamanho de redutor 200 sem refrigeração
→ Cw1 = 1,0
→ Pth1 = 56Kw
P th = P th1 × C w1 = 56 × 1,0 ⇒ Pth = 56Kw → Pth > Pe 24
∴
Não é necessário refrigeração adicional
REDUTOR UTILIZADO • Motilus IMA-C • Modelo : 0302 • Tamanho : 200
ITEM 26 – ENTRE RODAS / VÃO DO CARRO ( LAY - OUT )
E NT R E ( W) = 2000
R O D AS
( R ) = 2632 VÃO DO CARRO
ITEM 27 – PESO PRÓPRIO DO SISTEMA DE TRANSLAÇÃO DO CARRO (Kg) 1. Motor de translação
110
2. Redutor de translação
300
3. Acoplamentos ( Flexíveis / Semi-flexíveis )
148 25
4. Rodas
180
5. Mancais
360
6. Freio de parada
85
7. Eixos
112
) = 1 2 9 5
P3 (tr a n s la ç ã o
K g
ITEM 28 – CÁLCULO PRELIMINAR DA ESTRUTURA DO CARRO • Material ASTM-A 36 • Flexa máxima para vigas consideradas bi-apoiadas = d / 2000 onde: d = distância entre apoios
Ymá x =
d 2000
VÃO DO CARRO
Ymáx =
2631 ,9 ⇒ Ymáx =1,32 mm 2000
ENTRE RODAS
Ymáx =
2000 ⇒ 2000
Ym á x
= 1,0 0 m m
A viga 01 é a lateral mais carregada VIGAS ESTRUTURAIS • 02 vigas VCN 26 peso
∴
→
→
2 metros
113 Kgf/m
113 x 4
⇒
T O T A L 4 5 2
K g f
26
• 01 viga VCN 26 peso
∴
→
→
2,55 metros
113 Kgf/m
113 x 2,55
⇒
T O T A L 2 8 8
K g f
SISTEMA DE LEVANTAMENTO • REDUTOR - Soldar chapa de 28mm na viga caixão para fixação do mesmo ( 2 peças )
D=
M V
onde :
D = Densidade do aço M = Massa V = Volume
V = 0,28 × 6,4 × 3,0 ⇒
V = 5,3 7 d m
M = D × V = 7,85 × 5,37 ⇒
3
∴
M = 4 2 ,1 5 K g
M TOTAL
=85 Kg
• MOTOR - Soldar calços para alinhamento do sistema
V = 0,127× 5,7 × 5,4 ⇒
V =3,9 dm
M 1 = D × V = 7,85× 3,9 ⇒ V = 0,127× 0,553× 5,4 ⇒
M 2 = D × V = 7,85× 0,38 ⇒
3
M 1 =30 ,61 K g
V = 0,38 d m
3
M 2 =3,0Kg
M TOTAL = M 1 + M 2 = 30,61+ 6,0 ⇒
para 2 calços
M TOTAL
M 2 =6,0Kg
=37 ,0 K g
SISTEMA DE TRANSLAÇÃO • Para fixação do motor e freio, utilizar chapa conforme esquema abaixo:
V = 0,127 × 4,25 × 9,63 ⇒
V = 5,19 d m
3
27
M 1 = D × V = 7,85× 5,19 ⇒ V = 0,127 × 1,0 × 4,25 ⇒
M 1 =41 ,0K g
V = 0,54 dm
M 2 = D × V = 7,85× 0,54 ⇒
3
M 2 =4,0Kg
M TOTAL = M 1 + M 2 = 410 , + 4,0 ⇒
M TOTAL
=45 ,0K g
MOTOR - Soldar calços para alinhamento do sistema
V = 0,127× 2,8 × 2,9 ⇒
V = 1,0 3 d m
M 1 = D × V = 7,85× 1,03 ⇒ V = 0,127× 0,353× 2,9 ⇒
M 2 = D × V = 7,85× 0,13 ⇒
3
M 1 =8,0Kg
V = 0,13 d m
3
M 2 =1,0 Kg
M TO TAL = M 1 + M 2 = 8,0 + 2,0 ⇒
M TOTAL
para 2 calços
M 2 =2,0Kg
= 1 0 ,0 K g
PESO TOTAL DA ESTRUTURA DO CARRO ( kg ) 452
• 02 vigas VCN 26 • 01viga VCN 26
288
• Chapa para redutor
85
• Calço para motor ( levantamento.)
37
• Chapa para motor e freio ( translação. )
45
• Calço para motor ( translação.)
10
TOTAL
917
ITEM 29 – CÁLCULO PRELIMINAR DO PESO PRÓPRIO TOTAL DO CARRO Ptotal do carro = 7,80 ton Ptotal do carro = P1 + P2 + P3 = 4,5 + 1,99 + 1,295 onde:
⇒
P1 = 3,7 ton P2 = 1,91 ton
P3 (translação ) = 1,295 ton ITEM 30 - DETERMINAÇÃO DO CENTRO DE GRAVIDADE DO CARRO ( CG)
EQUIPAMENTO
m (Kgf)
x (mm)
y(mm)
m.x
m.y 28
REDUTOR
1425
0
1100
0
1567500
FREIO DE CONTROLE
400
750
600
300000
240000
MOTOR (LEVANTAM.)
565
1800
600
1017000
339000
FREIO DE PARADA
170
2632
600
447440
102000
TAMBOR + CABO
874
1300
1350
1136200
1179900
REDUTOR (TRANSL.)
300
720
0
216000
0
MOTOR (TRANSL.)
110
1300
0
143000
0
FREIO PARADA TRANSL.
85
1650
- 70
140250
- 5950
POLIA COMPENSADORA
25
1300
600
32500
15000
3432390
3437450
SOMATÓRIA (Sem carga)
3954
CG = ( 868,08 ; 869,36 ) mm
SOMATÓRIA (com carga)
XG =
∑( X.m) ∑m
=
3432390 ⇒ XG = 868 ,08 mm 3954
YG =
∑( Y.m) ∑m
=
3437450 ⇒ YG = 869 ,36 mm 3954
28954
33750000 28487500
CG = ( 1165,64 ; 983,89 ) mm
XG =
∑( X.m) ∑m
=
33750000 ⇒ XG = 1165 ,64 mm 28954
YG =
∑( Y.m) ∑m
=
28487500 ⇒ YG = 983 ,89 mm 28954
30.1- Determinação dos esforços em cada apoio P1 = redutor de levantamento P2 = freio de controle P3 = motor de levantamento P4 = freio de parada P5 = redutor de translação P6 = motor de translação P7 = freio de translação 29
P8 / P9 = (peso do tambor + cabo de aço) P1 = 1425 kg P2 = 400 kg P3 = 565 kg P4 = 170 kg P5 = 300 kg P6 = 110 kg P7 = 85 kg P8/P9 = 874 kg 30.2- Cálculo das reações da viga A P0 = 0 Ma = 0 RA+RB=P1+P2+P3+P4+P5+P6+P7+P8/P9 RA = 3929-RB
∑MA
=0
(1425*0)+(400*750)+(565*1800)+(170*2632)+(300*720)+(110*1300)+(85*1650)+(874*1300)=RB* 2632 RB=1322kgf RA= 2607kgf
30
