Ponte Rolante 2014 Completa

Centro Universitário Hermínio Ometto - UNIARARAS Engenharia Mecânica

PROJETO DE UMA PONTE ROLANTE PROJETO DE MÁQUINAS

Jean Lucas C. Moraes RA: 62389 Rafael Coser Cazon

ARARAS, SP 24/06/2014

RA: 63152

Sumário 1.

Introdução ............................................................................................................................................

2.

Objetivo

3.

Dados Iniciais

4.

...................................................................................................................................... 6

Projeto do carro da Ponte Rolante..................................................................................................

7

4.1.

Dimensionamento do mecanismo de elevação..................................................................... 7

4.2. 4.3.

Dimensionamento do Motor do Carro................................................................................... 10 Dimensionamento do Freio de Parada do Carro (Freio de Sapatas).............................. 12

4.4.

Dimensionamento do Redutor de Engrenagens do Carro.................................................

4.5.

Dimensionamento do Tambor ................................................................................................

4.6.

Dimensionamento do Eixo do Tambor.................................................................................. 20

4.7.

Dimensionamento do Rolamento do Tambor...................................................................... 28

4.8.

Dimensionamento do Acoplamento Jaure...........................................................................

5.

4

................................................................................................................................................ 5

14 15

30

Dimensionamento do Sistema de Translação do Carro........................................................ 34

5.1.

Dimensionamento e Seleção do Moto-Redutor...................................................................

5.2.

Dimensionamento das Rodas do Carro................................................................................ 39

5.3.

Verificação da Roda e eixo da roda do carro......................................................................

36

47

5.3.1. Dimensionamento eixo-cubo– Ajuste Roda 5.3.1.1. Dimensionamento eixo-cubo para eixo médio no encaixe das Rodas do carro ao eixo de rotação .....................................................................................................................................

Eixo............................................................. 62

5.3.2. 6.

62

Dimensionamento do Rolamento das Rodas do Carro.................................................. 64

Dimensionamento Estrutural do Carro......................................................................................

66

6.1.

Dimensionamento da Viga 1 do Carro.................................................................................. 66

6.2.

Dimensionamento da Viga 2 do Carro.................................................................................. 79

6.3. 7.

Dimensionamento da Viga 3 do Carro.................................................................................. 80 Dimensionamento Estrutural da Ponte.....................................................................................

91

7.1.

Dimensionamento da Viga da Ponte..................................................................................... 91

7.2.

Dimensionamento das Rodas da Ponte............................................................................... 97

7.3. Dimensionamento eixo-cubo– Ajuste Roda - Eixo............................................................... 110 7.3.1. Dimensionamento eixo-cubo para eixo médio no encaixe das Rodas da ponte ao eixo de rotação ................................................................................................................................... 110 2

PROJETO DE UMA PONTE ROLANTE – FHO UNIARARAS

7.3.2. 8.

Dimensionamento do Rolamento das Rodas da Ponte............................................... 113

Dimensionamento do Sistema de translação da ponte........................................................ 115

8.1.

Dimensionamento do Motor de Translação da Ponte...................................................... 115

8.2.

Dimensionamento do Redutor da Ponte............................................................................

8.3. 9. 10.

116

Dimensionamento do Freio de Parada da Ponte.............................................................. 117 Cálculo e Aplicação do Eixo de Translação da Ponte.......................................................... 118 Desenhos Finais da Ponte Rolante......................................................................................... 120

10.1. Desenhos em 2D ................................................................................................................ 126 11. Bibliografia ................................................................................................................................... 127

3


1. Introdução Este projeto tem como objetivo projetar uma ponte rolante para aplicação em elevação de cargas pesadas de até 15 toneladas. Trata-se de um equipamento de extrema importância e utilidade nas indústrias de todo o mundo nos dias atuais, realizando trabalhos que só equipamentos deste portes são capazes de realizar, e assim, tornando-se um equipamento indispensável para as grandes indústrias de um modo geral.

4


2. Objetivo Projetar uma ponte rolante para montagem de maquinas, seguindo etapas determinadas abaixo:

Projeto do carro:    

Dimensionamento do mecanismo de elevação: moitão, tambor, freios e polias. Dimensionamento do mecanismo de translação do carro: motoredutor. Dimensionamento das rodas do carro: roda, eixo, rolamento, acoplamento. Dimensionamento da estrutura do carro.

Projeto da Ponte Rolante:  



Dimensionamento da estrutura da ponte. Dimensionamento do mecanismo de translação da ponte: motor, redutor, freios e eixo de transmissão. Dimensionamento do eixo de transmissão e das rodas da ponte.

5


3. Dados Iniciais Os respectivos desenhos de conjunto da ponte e do carro, conjunto da rodada ponte, e conjunto do moitão foram realizados e anexados ao projeto do equipamento segundo as normas vigentes de Desenho Técnico Mecânico, sancionadas pela ABNT. Os desenhos estarão em anexo ao fim deste projeto, visando oferecer uma melhor visualização, entendimento e compreensão dos mesmos, juntamente com memorial de calculo digitado. Os dimensionamentos deverão seguir a norma ABNT – solicitação I, para equipamentos de elevação e transporte.

NBR

8400

estado de

Classificação dos mecanismos de elevação, translação da ponte do carro: Classe de funcionamento: V2; Estado de solicitação: 2;Grupo de mecanismo:2M Velocidade média para os mecanismos de translação e baixa para o mecanismo de elevação. Classificação das estruturas: Classe de utilização: B; Estado de carga: 2; Grupo de classificação: 2. Solicitação sem vento. Observações importantes: Seguir as recomendações dos fabricantes ou de normas especifica de elementos normalizados. Os dados dimensionados para dimensionamento são listados a seguir:

Equipe

Carga til Q[KN]

Vão da Ponte

Alt. De El. H[m]

4

150

10

18

6


4. Projeto do carro da Ponte Rolante 4.1. Dimensionamento do mecanismo de elevação Dados utilizados no dimensionamento:

= 0,993 = 0,97 (3 polias)

Tração cabo (Tc) , ɳc -> rendimento, ɳc=

ɳ

Sistema de rotação:



nc = ° cabos para a carga a ser erguida e transportada: Q = 150 KN -> será utilizado um sistema de 4 cabos = 270 kg

Tc =

 ɳ− = . 10 1 .

150 .10 3 4 .0,99

.10

−

1

Tc = 3787,9 daN Cálculo do diâmetro mínimo do Cabo (dc)

dc = Q



Q(coef. de carga para o tipo de cabeamento) -> Considerando cabo não rotativo, 6x19, para utilização em equipamento com uso de mecanismo grupo 2M. Grupo 2M -> Q= 0,335 (cabo de aço não rotativo com alma de fibra)



dc= 0,335. 3787.9 = 20.6 mm 7


Normalizando (Tamanho total do cabeamento), será adotado um diâmetro de 22 mm para o cabo segundo dados do catálogo de cabos de aço da CIMAF®, fornecedora geral de cabos de aço para equipamentos de grande porte.

Portanto:

Diâmetro = 22 mm (normalizado) Peso do cabo = 1,805 Kg/m Força peso do cabo total:

    =



. 1.

. 10

−

2

= 17.70 . 8.800 . 4 . 10

   =

.

[N]

−

2

[N]

N

Altura da elevação = 18 metros e numero total de cabos = 4 cabos Comprimento total de cabeamento = 48 m -> adotar 50 m

Coeficiente de segurança do Cabo

 

= 29,5 . 907,1847

 

= 26,76 103

Cs =

 

= 26,76 103

 



26,76 10 3 10 3

= 3,7879

= 7,0

Portanto o coeficiente de segurança para o cabo apresenta um valor maior que 5,0. Portanto, o coeficiente de segurança é suficiente para o projeto na atuação do cabo, então o mesmo está OK para o projeto. 8


Diâmetros para Redutor, Tambor e Polias

Segundo a procedência prescrita pela norma NBR 8400, para os dados do equipamento em questão neste presente projeto, temos:

Tambor H1 = 20

H2 = 1,0

Polia Moitão H1= 22,4

H2 = 1,0 (para 4 cabos)

Polia compensadora H1 = 16

H2 = 1,0

Diâmetro do tambor (Dt)

Dt = H1 *H2 *Dc Dt = 22 * 1,0 *20

Dt = 440 mm

Diâmetro polia compensadora (Dpc) Dpc = H1. H2 . dc Dpc = 1.0. 16 . 22

Dpc = 302 mm

9


Diâmetro da polia do moitão (Dpm)

Dpm = H1 . H2 . dc Dpm = 22.4 . 1.0 . 22

Dpm = 492.8 mm

De acordo com os cálculos acima realizados e através do catálogo da GOSAN® Hook, Block and Tackle, o moitão escolhido para o equipamento será o Moitão Nº 8 ISO FEM M8 para 4 cabos , com massa catalogada de 155 kg.

4.2. Dimensionamento do Motor do Carro Potência do motor:

Q= 150 KN = 150x10 3 N ( Carga a ser transportada e elevada ) Velocidade de elevação = Velocidade de elevação BAIXA, que segundo o projeto Preliminar, temos que (Ve) para 150KN = 4.5 m/min = 0.075 m/s.

Elevação Q -> Carga a ser elevada [N] Ve ->Velocidade de elevação [M/S] ɳe -> Perdas com rolamentos e mancais Ve = 4.5 m/min =

10

 = 0.075 m/s

4.5 60


Potência necessária para o motor:

Pot. Nec =

ɳ1 -> 3 pares de engrenagem -> ɳ1=0,973 ɳ2 -> Perdas com rolamento ->ɳ2= 0,99

  

. 1 . 2 .1000

ɳ1=0,9126

151.5 .10 3 . 0.075 . 1000

Pot Nec = 0,9126 . 0,99

Pot Nec = 12,58 KW Pot Nec = 17,1 CV

Características do Motor escolhido: De acordo com catálogo da WEG, fabricante mundial de Motores elétricos, o motor escolhido foi um Motor Trifásico, com as características: Potência do motor = 15 KW, 20 CV. Rotação nominal de 1200 rpm e Rotação real de 1160 rpm Carcaça 160L com peso catalogado de 139 Kg.

11


4.3. Dimensionamento do Freio de Parada do Carro (Freio de Sapatas) Sendo utilizador um motor trifásico de rotação 1160 rpm, temos:

Pmotor

Torque do motor = Wmotor =

9549,296. 15 1160

= 91,05 Nm

Torque do motor = 123.48 N.m

Tf = 1,25 . Tmotor Tf = 1,25 . 123,48 = 154,35 N.m De acordo com o catálogo de Freios de parada da EMH – A marca em Movimento, o freio de parada selecionado para o sistema de elevação é portanto:

Freio de Sapata FNN 2530 Mmin = 110 N.m Mmax = 250N.m Peso 39 kg

Acoplamento do Freio de Parada

Momento equivalente:

Meq =

   . .

Sendo Fs = F1 . F2. F3 .F4 F1 = 1,7 (motor elétrico trifásico) F2 = 1,0 (funcionamento previsto para 8 horas diárias) 12


F3 = 1,0 F4 = 1,07 C = 9550 (Constante de funcionamento do acoplamento)

Fs = 1,7 . 1,0. 1,0 .1,07

Fs = 1,819

Portanto:

Meq =

Meq =

9550 .15 .1,819



    ,

.

De acordo com o catálogo de Acoplamentos da DENFLEX® e os cálculos realizados acima, o acoplamento escolhido para a montagem conjunta com o freio de parada foi o Acoplamento Modelo NVD FLF, com um tamanho de 110 mm e peso estrutural de 6.5 Kg.

13


4.4. Dimensionamento do Redutor de Engrenagens do Carro Velocidade do cabo e Rotação do Tambor:

Vcabo =

Vcabo =

  , . 2

0.075 .4 2

Vcabo = 0,15 m/s

   ,

Ntambor =

.

Ntambor =

0.15 .60



. 0.44

Ntambor = 6,51 Rpm Redução Necessária para a escolha do Redutor (Inec):

I Nec =

 

=

1160 6.51

= 178,2

Inec = 178,2 Potência do motor = 15 KW

14


Portanto, de acordo com o catálogo de Redutores industriais da MAXIDUR® e os cálculos realizados acima, o redutor selecionado para o equipamente neste presente projeto é o Redutor MAXIDUR® Modelo XL, Tipo AN Tam 28, com as seguintes características: Relação de Transmissão (I) = 194,6 Potência de Transmissão (Pf) = 28,3 KW Limite de rotação suportada para a entrada = 1450 Rpm Peso = 900 Kg.

4.5. Dimensionamento do Tambor Considerando que para o tambor, temos os parâmetros referentes às distâncias, sendo elas: 2 = 150 (fornecido pela tese) e 1 = 100



Sendo que:







Passo do cabo de aço:(p) = 25 mm Raio do cabo ( rc ) = 12 mm comprimento 756 mm a= 3 mm ( h ) = 12 mm: espessura

Numero de ranhuras úteis do Tambor:

Nc .H

Nru= pi .Dt , 4 .18

Nru= pi .0.44 = 55 ranhuras úteis do tambor

15


Número de ranhuras totais:

Nrt = Nru + 4 = 56 ->56 ranhuras totais para o tambor no sistema de elevação 4 -> Numero de segurança padronizado para tambores em equipamentos de elevação e transporte

Comprimento total do tambor:

Ltotal = 2. Lútil .+ a1 + 2 a2 Ltotal =(Nrt – Ac) .+ a1 + 2 a2 Ltotal = 56 - 25 + 100 + 2(150) Ltotal = 1400 + 300 + 100

Ltotal = 1800 mm

Espessura da chapa do Tambor:

Onde: e - Espessura da chapa do tambor E=h+R E = 12 + 12

16


E = 24 mm De acordo com o catálogo de espessura de chapas de aço ASTM A-36 para tambores de equipamentos como Ponte Rolantes e Pórticos, será adotado uma espessura de chapa de 25 mm ( ¼ “) com um peso estimado de 196,25 Kg/ 2 .



Bitola -> 7,8’’ Espessura -> 22,40 mm Peso -> 175,80 2



Considerando que:

Dt = 440 mm At = 2,058 m Peso = 175,80. 2,058=361,80kg

Tensão Admissível para tambor:

Frs = 2,8 q = 1,12

Aço 1045 ->σr = 600mpa, onde

segundo norma NBR 8400 σr fsr .q

σadm =



600

= 2,8.1,12 = 191,33 Mpa



tadm = σadm / 3 = 191,33 / 3 = 110,46 Mpa

17


Verificação da espessura mínima do tambor: Sendo nesta verificação, os seguintes parâmetros definidos para o tambor: σv = Tensão atuante devido ao efeito da viga

Tc = Tração cabo Ltotal = Comprimento do tambor h = espessura (rc – a ) ir = numero entrada de cabos atuantes no tambor, sendo este parâmetro: ir = 2 (sistema com 4 cabos) ir = 4 (sistema com 8 cabos)

σv =

 . 10 =  .

.

.

2

2 . 3787,9 .1800 .440 2 . 12

.

. 10



σv = 18.68N/

Tensão de flexão local (σf):

    

σf= 0,96.

4

1

2. 6

. 10

σf=

18

   

σf= 0,96. 3787,9

,



4

1 (440) 2 .12 6

/




. 10

Tensão de compressão devido ao enrolamento do cabo (σce):



    ).10

=(

.

0,5 +0,112.

²

σce=

   +

2

+

,

0,5. 3787,9 ).10 25 .12 + 0,112 .25 2

/



   

Tensão Resultante (σres):

σres =

σce= (

²

     

σres =

51,2

2

+ (18,68

2

+ 41,7)²

σres = 79,16 /

Sendo as tensões padronizadas para a chapa de aço A-36:

σe =

σr

  .

q = 1,12, para aplicações em equipamentos de elevação e transporte trabalhando com mecanismos pertencentes ao grupo 2M. Fsr = 2,8, para o Caso I de solicitação padronizado neste equipamento em questão.

σe =

400 1,12 .2,8



σe = 127,55 N/

19


Portanto verificamos que σres <σe. Então a verificação da tensão atuante no tambor está OK e o tambor está dimensionado satisfatoriamente suportando as tensões sobre o mesmo atuantes ao longo de todo o trabalho realizado pelo equipamento em operação

4.6. Dimensionamento do Eixo do Tambor Na ponta de eixo de saída do tambor, que atua como o elemento que servirá de apoio para o tambor sobre a Viga 2 do carro, temos a análise de esforços e solicitações sobre o mesmo, assim como pode ser visto no Diagrama de Corpo Livre que segue logo mais abaixo:

Sendo:

Tc = 37879 N Ts =

[

]

[

]

  

12,58 10 3 /60

Ts = 6,51 .2. 20


Ts =

    ,

.

ΣMA=0

−

−

-37879. (850x10 3 ) +46979.(950x10 3 ) + RB(1,9) – 150,54=0

RB = 44662 N

ΣFy=0

Ra + RB = 37879 + 46979

RA= 40196 N

Análise de Seção - Trecho AB:

ΣMx=0

-RA x + Mf = 0 Mf = 4019

21


Para x=0,

Mf =0

Para x=850 mm,

Mf = 34166,6 N/m

ΣFy =0

40196 - V = 0

V = 40,2 KN

Análise de Seção - Trecho BC

ΣMx = 0

Mf + 37879.x – 40196.(0,85 +x) =0 Mf = 2317.x + 34166,6

Para x=0,

Mf =34166,6 N/m

Para x = 950mm, Mf =42428,9 N/m

22


ΣFy =0

- 37879 + 40196 - V = 0

V = 2317 N

Análise de Seção - Trecho CD:

ΣMx =0 -Mf + 44662.x =0

Mf = 44662x

Para x=0,

Mf =0 N/m

Para x= 950mm, Mf = 42428,9 N/m

ΣFy =0

44662 + V = 0

V = --44,62 KN 23


- Portanto o maior momento fletor atuante neste eixo é Mfmáx = 42428,9 N/m

- Segue o diagrama de momento fletor logo abaixo:

24


Pré-Dimensionamento do eixo do Tambor por Resistência (Von Misses)

Momento ideal de Von Misses para flexão alternada:

- Sendo este eixo sob efeitos de flexão alternada simétrica / torção constante: Mi =

á ²+

0.75.

 

Mi =

²



σadm =

σr

  .

(42428,92 ) + 0.75. (18450)²



Mi = 45337,3 N/m

σadm =



310 1,12 .2,8



= 99 MPa

Diâmetro mínimo por resistência (d):

3

d = 2,17 .

3

 

d = 2,17 .

σadm

45337,3 99 10 6



d = 160 mm

Dimensionamento do Eixo do Tambor pela Fadiga



Adotando para este eixo:

Confiabilidade = 99,9%

T = 400 ºC

 = 1,5 

- Utilizando o gráfico número 3 do apêndice B (eixo com rebaixo sob efeito de flexão alternada simétrica) temos: A = 0,93836 r = 0,09 . d 25

B = -0,25759

 = 0,09 (adotando)

r = 0,09 x160 r = 14,4 mm


Coeficiente de concentração de tensão estática (Kt):

 

Kt = A. ( )

Kt = 0,93836

. (0,09)

−

0,25759

Kt = 1,74

Para o cálculo do parâmetro (q), precisamos do valor de sua tabela em relação à tensão de resistência Sr:



, que vem de acordo com



Para = 500 + 138 MPa (devido ao efeito de torção combinada com flexão alternada), interpola-se a tabela:



MPa 620 638 827



Então: 1

q = 1+



0,354 X 0,247

= 0,344

1



q = 1+ 0,344 14,4

q = 0,916

Coeficiente de Entalhe (Kf): Kf = 1 + q.(Kt - 1)

Kf = 1 + 0,916.(1,74 - 1)

Kf = 1,67

Tensão de limite à fadiga (Se) Se’ = 0,5 . Sr

26

Se’ = 0,5 . 500

Se’ = 250 MPa


Coeficiente de tamanho (Ctam) Ctam = 1,189 .

−

0,097

Ctam = 1,189 . 160

−

0,097

Ctam = 0,726

Coeficiente de surperfície (Csup) - Sendo este eixo um eixo com acabamento retificado, temos: a = 1,58

b = -0,085

(retificado)

Csup = a. Sr



Csup = 1,58.

500

−

0,085

Csup = 0,93

Coeficiente de temperatura (Ctemp): Para T = 400º, então:

Ctemp = 1,0

Coeficiente de carregamento (Ccarr)

Ccarr = 1,0 (eixo sob efeito de flexo-torção)

Coeficiente de confiabilidade (Cconf) Para confiabilidadae de 99,9%

Cconf = 0,753

Então:

Tensão de limite a fadiga (Se):

Se = Ccarr . Ctam . Csup . C temp . Cconf . Se’ Se = 1,0 . 0,726 . 0,93 . 1,0 . 0,753 . 250

Se = 127,10 MPa 27


Diâmetro mínimo por fadiga (d) - Adotando Nf = 3,0:

 . [(Kf .  )² + . ( )²]  }  d = {32 .  . [(1,67 .  )² + . (  )²]  }  6

1

3 4

d = {32 .

42426,9 (127,10 10 6 )

3 4

2

1

18450 (300 10 6 )

3

1

2

1

3

Então:

d = 257,5 mm Portanto, a ponta de eixo proveniente na saída do tambor terá um diâmetro de 260 mm, resultando assim em um dimensionamento de alta segurança para o funcionamento deste eixo, tanta pela resistência, quanto pela fadiga, que possui função de assentar o tambor sob a viga 2 do carro da ponte.

4.7. Dimensionamento do Rolamento do Tambor Por questões de projeto, bem como capacidade de operação, ciclo de vida do equipamento e capacidade de suportar as cargas radiais grandiosas atuantes ao longo do eixo do tambor, o rolamento direito no eixo do tambor será o Rolamento AutoCompensador de Rolos SKF Explorer 23952 CC/W33, sendo considerado o mais adequado para este tipo de trabalho e operação. Portanto, segue suas características e condições de dimensionamento para sua aplicação neste quesito:

Diâmetro de encaixe no eixo: 260 mm Diâmetro Externo: 360 mm Largura de Face: 75 mm Capacidade de Carga Dinâmica (C): 1000 KN 28


Capacidade de Carga Estática (C0): 1800 KN Velocidade de Referência: 1700 RPM Velocidade Limite de Rotação: 1900 RPM

Fr - Força radial atuante no rolamento:

Fr = (Peso do Tambor + Peso do Cabo + Peso do Moitão)/2 + Tração no Cabo Fr = (4789,9 + 1274,4 + 1520,5)/2 + 3787,9

Fr = 44,66 KN

Capacidade de Carga Estática (Co):

Sendo que para o dimensionamento satisfatório deste rolamento, deve-se adequar-se à seguinte condição:

Co > Fr . q . Fsr Então: Fr . q . Fsr 44662 . 1,12 . 2,8 = 140,06 KN

Portanto: Fr . q. Fsr = 140,06 KN

Portanto, temos que a capacidade de carga estática deste rolamento é 1800 KN, então verificamos que este rolamento atende os requisitos necessários para a aplicação do mesmo, em que Co > Fr . q . Fsr, sendo que a capacidade C0 é amplamente superior à condição imposta queà capacidade é de 140,06 Portanto este rolamento está apto para a aplicação em relação deKN. carga.

29


Para este rolamento, temos o número de horas de funcionamento do mesmo, seguindo os parâmetros desejáveis para esta condição:

    > 6300   

10 5

Lh = 60. .

5

10 . Lh = 60.6,51

3

1000 10 44662

44662

 

> 6300

  

Portanto, o rolamento SKF Explorer 23952 CC/W33 atende as especificações de projeto, possuindo uma vida em horas de funcionamento igual à 60453 horas, que é superior à vida em horas de funcionamento mínima esperada para o mesmo, atendendo assim às requisições necessárias de projeto, tornando-se o rolamento ideal para esta função.

4.8. Dimensionamento do Acoplamento Jaure Com base na potência que obtemos no motor do sistema, temos:

T = 9550 .

 . K1 

Sendo o parâmetro K1 = 1,4 (para o caso de grupo de Mecanismo 2M deste presente projeto)

15

T = 9550 . 6,51 . 1,4

T = 30,8 KN 30


Capacidade de Carga Estática do Acoplamento Jaure (Fp):

Temos que:

Fp =

 +

Fp = 150000 2+7584 ,8

Fp =

150000 +7584 ,8 2

Fp = 78,79 KN Sendo: G = Peso do Moitão + Peso do Cabo + Peso do Tambor

G = 7584,8 KN - Com base na potência consumida, temos então:

  .

Pc = 60000

Pc =



78,79 10 3 .(4,5 .2) 60000

Pc = 11,82 KN 31


Temos então que:

T = 9550 .

T = 9550 .

 . 1

11,82 6,51

.1,4

T = 24,27 KN Capacidade de Carga Radial do Acoplamento Jaure (F) – Fator de Correção:

No critério de análise de esforços de natureza radial, temos o seguinte equacionamento:

F=

F=

 +  2



78,79 10 3 2

2

+

7584,8 2

F = 43,18 KN Portanto, os critérios de Capacidade de cargas estática e radiais para o acoplamento jaure foram suficientemente atendidos, sendo possível então realizar a seleção deste componente através de catálogos comerciais. Seu dimensionamento está suficientemente realizado de maneira satisfatória e sucinta. Portanto, o Acoplamento Jaure que será utilizado na composição do sistema de elevação da ponte rolante será o Acoplamento Jaure Tipo TCB 400, através do

32


catalogo de Acoplamentos de união Tambor-Redutor, em que segue abaixo suas principais características:

Torque Nominal suportado: 38000 N.m Carga Radial Admissível (Fr): 49 KN D2 max: 185 mm

Dmin: 98 mm Diâmetro Principal (D): 450 mm Comprimento Principal (L): 185 mm Comprimento mínimo (Lmin): 120 mm Diâmetro Interno de Encosto (A): 339 mm Distância entre furos roscados (T): 400 mm Peso: 95 Kg.

33


5. Dimensionamento do Sistema de Translação do Carro No sistema de translação do carro, temos o dimensionamento de dois moto-redutores que são responsáveis pela transmissão de potência e torque às rodas do carro, fazendo com que este de desloque longitudinalmente sobre as duas vigas principais que compõem o sistema completo do equipamento para elevação e translação de cargas em um de um ponto ao outro. Este equipamento têm como ambiente de trabalho um ambiente fechado considerando a hipótese de não estar sujeito à ação do vento natural, portanto este equipamento trabalha em um local fechado de operação, que neste caso, trata-se de um galpão responsável pelo armazenamento de altas cargas e contâiners com necessidade de transporte de um ponto à outro no interior deste galpão.

Para o sistema de translação do carro, temos de suma importância alguns parâmetros:

1 – Viga 1 do carro 34


2 – Viga 2 do carro 3 – Viga 3 do carro Distância entre eixos entrada-saída do redutor (C): 720 mm Distâncias entre eixos de entrada-saída do redutor e o centro das rodas: 300 mm cada. Distância longitudinal entre rodas (Av) : 2233 mm Distância transversal entre rodas (Ar) : 1795 mm Comprimento do Tambor (T): 1800mm Comprimento do Redutor (B): 466mm Distância entre linha de centro do redutor e centro do freio de sapatas (C1): 345 mm Distância entre linha de centro do freio de sapatas e centróide do motor (C2): 560 mm

Para o sistema de translação do carro, temos em relação ao peso que toda estrutura exerce sobre suas rodas e vigas:

F ` - Soma total dos pesos dos elementos sobre o carro:

F `= Peso do Tambor + Peso do Motor + Peso do Freio + Peso do Redutor + Peso do Moitão + Peso Ac. Jaule + Peso do Cabo F `= 4789,9 + 1363,59 + 382,59 + 8829 + 1520,55 + 931,95 + 1274,4

F `= 19091,98 N

F `` - Peso da estrutura Estimada:

F `` = 1,33.

0,26

.

0.14

.

1.14

.

 − − − 

F `` = 1,33. (150 10 3 )0,26 .18000

0.75

. 10

3

−

F `` = 12279,09 N

35

−

0.14 .1795 1.14 .2233 0.75 . 10 3


F ``` - Peso do Mecanismo de Translação:

F ``` = 0,08. (F`+ F``) F ``` = 0,08. (19091,98+ 12279,09)

F ``` = 2509,7 N

Peso Total: F = F`+ F`` +F```

F = 33,88 KN

5.1. Dimensionamento e Seleção do Moto-Redutor

Rotação da roda do carro:

Nroda =

 

Nroda =

.



45 .0.25

Nroda = 57,3 Rpm

36


Potência Necessária de Aceleração (Pa):

Pa =

  

`. 2 . . .1000

Sendo: Pa – Potência de aceleração do moto-redutor W` - Massa em Kg – 3453,6 Kg Vc – Vc/60 = 6,75 m/s B = 1,2 n = 0.9 ta – Tempo de aceleração = 5,65 s (obtido através de interpolação dos dados da tabela na Norma NBR 8400 – pág 11.

Pa =

3453 .0.75 2 .1.2 5,65 .0.9 .1000

Pa = 0,458 KWATTS Potência Necessária de Regime (Pr):

Pr =

Pr =

   .

. .1000

33,88 .9,5 .0.75 0.9 .1000

Pr = 0,268 KWatts 37


Obs: Parâmetro “Wt” obtido através da Tese disponibilizada – pág 57 = 9,5 N/KN

Potência Nominal do Moto-Redutor (Pn):

+

Pn =



Parâmetro Km = 1,7 (projeto Preliminar).

Pn =

0.458 + 0.268 1.4

Pn = 0,427 KWatts

Potência Final necessária para o Moto-Redutor (P-in):

Pnec =

Pnec =



0.427 2

Pnec = 0,214 KWatts

38


Então, temos que:

P-in = Pnec . Fs . (Fs – 1,4) P-in = 0,1303 . 1,4

P-in = 0,30 KWatts

Portanto, de acordo com o catálogo de Moto-Redutores industriais da SEWEURODRIVE® e os cálculos realizados acima, o moto-redutor selecionado para o equipamento neste presente projeto é o Moto-Redutor SEW-EURODRIVE® Modelo FAF 37 DZ9056, com peso de 27 Kg e rotação de 65 RPM.

5.2. Dimensionamento das Rodas do Carro Para o dimensionamento das rodas do carro, levaremos em consideração 3 (três) fases deste dimensionamento, sendo elas o dimensionamento prévio das rodas sem carga, seguido do dimensionamento sem carga considerando todos os pesos sobre as estruturas do carro e por fim, o dimensionamento com carga das rodas do carro deste equipamento.

Dimensionamento das Rodas do Carro Sem Carga Total

Temos então que:

RA `= RB` = RC ` = RD ` =

``



`` 4

=

12279,09 4

= ,

    39


Dimensionamento das Rodas do Carro na Viga 1 Sem Carga considerando os pesos dos componentes

Para este dimensionamento, temos a seguinte configuração de diagrama de corpo livre para a Viga número 1 do carro:

Sendo: Ps = (Peso do Tambor + Peso do Cabo + Peso do Moitão)/2 + Peso do Acoplamento Jaule Ps = (4781,92+ 1274,4 + 1520,55)/2 + 931,95 Ps = 4720,38 N Sendo também que: Peso do Moto-Redutor = 27 Kg = 264,87 N Peso do Freio-Acoplamento + Motor = 1746,18 N Peso do Redutor = 900 Kg = 8829 N Portanto, temos então para a Viga 1 do carro (Viga do Redutor):

40


∑ Momento em relação ao ponto A:

-1746,18. (450x10-3) – 8829.(810x10-3)– 4720,38(1170x10-3) + RB``(1795x10-3) = 0 -785,78 – 7151,5 – 5522,84 + RB``(1795x10 -3) = 0 -13460.12 + RB``(1795x10-3) = 0

RB`` = 7,5 KN ∑ Fy = 0

RA`` + RB`` = 15600,43

RA`` = 8,1 KN

Dimensionamento das Rodas do Carro na Viga 1 Com Carga


41


Portanto, temos então para a Viga 1 do carro (Viga do Redutor):


-37879. (1170x10-3) + 11,4x103 + RB```(1795x10-3) = 0 -32918,43 + RB```(1795x10-3) = 0

RB``` = 18,4 KN ∑ Fy = 0

RA``` + RB``` = 37879

RA``` = 19,5 KN 42


Dimensionamento das Rodas do Carro na Viga 2 Sem Carga considerando os pesos dos componentes

Sendo: Ps = (4781,92 + 1274,4 + 1520,55)/2 + 98,1 Ps = 3202,4 N

Portanto, para este dimensionamento, temos a seguinte configuração de diagrama de corpo livre para a Viga número 2 do carro (Viga do Rolamento do Tambor):

∑ Momento em relação ao ponto C:

-3202,4. (1170x10-3) + RD```(1795x10-3) = 0 -3746,808 + RD```(1795x10 -3) = 0

RD``` = 2,08 KN ∑ Fy = 0

RC``` + RD``` = 3467,27

RC``` = 1,38 KN 43


Dimensionamento das Rodas do Carro na Viga 2 Com Carga


Portanto, temos então para a Viga 1 do carro (Viga do Redutor):


-37879. (1170x10-3) + 11,4x103 + RD```(1795x10-3) = 0 -44318,43+ 11,4x103 + RD```(1795x10-3) = 0 -32918,43 + RD```(1795x10 -3) = 0 44


RD``` = 18,34 KN

∑ Fy = 0

RC``` + RD``` = 37879

RC``` = 19,54 KN Assim, temos todas calculadas todas as reações nas quatro rodas do carro da ponte rolante, nas condições de sem carga total, sem carga com os pesos considerados e com carga. Portanto podemos obter agora a reação total em cada roda do carro, somando-se as reações obtidas nos cálculos anteriores nas três condições de solicitações separadamente.

Reação Total nas Rodas do Carro Para a determinação da reação total nas rodas do carro, temos dois critérios de determinação das mesmas. Um é a reação total nas rodas COM CARGA e o outro é a reação total nas rodas SEM CARGA, ou seja, o primeiro define a reação máxima que a roda irá ter, e o segundo, a reação mínima que a roda irá ter.

Reação Total nas Rodas Com Carga Será determinada logo abaixo a reação total com carga para as quatro rodas presentes no carro, que são as rodas A, B, C e D, respectivamente. Reação Total com carga na Roda A: RA* = RA`+ RA`` + RA```

−

−

−

RA* = (3,1x10 3 ) + (8,1x10 3 ) + (19,5x10 3 )

RA* = 30,7 KN Reação Total com carga na Roda B: RB* = RB`+ RB`` + RB``` 45


−

−

−

RB* = (3,1x10 3 ) + (7,5x10 3 ) + (18,4x10 3 )

RB* = 29KN Reação Total com carga na Roda C: RC* = RC`+ RC`` + RC```

−

−

−

RC* = (3,1x10 3 ) + (1,38x10 3 ) + (19,54x10 3 )

RC* = 24,02 KN Reação Total com carga na Roda D: RD* = RD`+ RD`` + RD```

−

−

−

RD* = (3,1x10 3 ) + (2,08x10 3 ) + (18,34x10 3 )

RA* = 23,52 KN

Reação Total nas Rodas Sem Carga Será determinado logo abaixo a reação total sem carga para as quatro rodas presentes no carro, que são as rodas A, B, C e D, respectivamente. Reação Total sem carga na Roda A: RA** = RA`+ RA``

−

−

RA** = (3,1x10 3 ) + (8,1x10 3 )

RA** = 11,2 KN Reação Total sem carga na Roda B: RB** = RB`+ RB`` 3

−

3

−

RB** = (3,1x10 ) + (7,5x10 ) RB* = 10,6 KN 46


Reação Total sem carga na Roda C: RC** = RC`+ RC``

−

−

RC** = (3,1x10 3 ) + (1,38x10 3 )

RC** = 4,48 KN Reação Total sem carga na Roda D: RD** = RD`+ RD``

−

−

RD** = (3,1x10 3 ) + (2,08x10 3 )

RA** = 5,18 KN Portanto, verificamos que a roda mais solicitada, ou seja, a roda que está sob maior efeito de carga de reação (que irá suportar a maior parcela da carga que está colocada sobre toda a estrutura do carro) é a Roda A, pois possui uma carga de reação total máxima (com carga) de 30,7 KN e uma carga de reação mínima (sem carga) de 11,2 KN. Portanto, a Roda A é a roda mais solicitada do carro da ponte e é sobre os parâmetros referente à ela que será realizado o dimensionamento da estrutura do carro com um todo.

5.3. Verificação da Roda e eixo da roda do carro Nesta verificação, será realizado o dimensionamento final da roda do carro, bem como o dimensionamento estrutural de seu eixo que a fixa nas duas vigas de sustentação do mecanismo de elevação do carro. Portanto para a verificação da roda, temos as condições para o sucesso deste dimensionamento: Roda mais solicitada no carro: RODA A Carga maxima e minima atuante na roda A (roda mais solicitada):

Frmax (RA*) = 30,7 KN

47

Frmin (RA**) = 18,3 KN


Então, temos:



=

∗∗ ∗



+2 3

=

 

2. 30,7 + 11,2 3

Fr = 24,2 KN

Para o perfil do trilho em que a roda do carro será transladado sob as vigas da ponte, será escolhido um perfil quadrado para o trilho da roda do carro (TR “2”) . Segue abaixo as características do trilho de perfil quadrado:

b = 35mm

a = 50,8mm

C1 = 0,92

r=7,9mm

C2 = 1,0 (grupo 2M do mecanismo) 4



B = a - 3 . = 50,8 – 1,33. 7,9 = B = 61,33 Verificando a condição de pressão limite exercida sob o trilho:

Plim = 9,81 Kg/cm2 = 699,4 N/mm2 = 69,94 daN/mm2 Então, temos que:

 .

≤ plim . C1.C2

2420 61,33 .250

≤ 0,65 . 0,92. 1,0

- adotando como diâmetro inicial para a roda de Dr = 250mm, Porém o diâmetro final para a roda será 390 mm, devido à dimensões geométricas entre viga do carro e a roda, e assim, torna-se um super-dimensionamento benéfico para a Roda do carro, podendo exercer assim suas funções de forma segura e garantida.

48


Então:

0,157 ≤ 0,5152 (OK)

Dimensionamento do Eixo da roda nas solicitações máximas da roda A

Considerando os seguintes valores das forças resultantes (reações) máximas e ponderadas já calculadas anteriormente, temos:

Frmax (RA*) = 30,7 KN

Frmin (RA**) = 18,3 KN

Fh = 6. Frmáx = 1,535 KN M = Fh . Dr/2 = 191,9 N/m

Análise de Esforços – Considerando a maior solicitação presente na roda A

ΣMA = 0

30700. (0,09) +191,9 + RB(0,18) = 0 49


RB = 16416 N

Ra + RB +Fr = 0 RA – 171,6 + 30,7 = 0

RA = 14284 N

Análise de Seção– Trecho AB

ΣMx = 0

-14284. x + Mf =0

Mf = 14284x

50

Para x=0 mm ,

Mf = 0 N.m

Para x=0,06 mm,

Mf = 1285,56 N.m


Análise de Seção– Trecho BC

ΣMx = 0

-Mf – 16416.x =0 Mf = -16416x

Para x=0 mm,

Mf = 0 N.m

Para x=0,06 mm,

Mf = -1477,5 N.m

Torque Aplicado ao eixo da roda:

T=

T=

0,3 .10 3 .7,35 57.3 .2 60



    ,

.

Momento ideal de Von Misses:

     =

51

3

² + (4 . )²

=

3



(1477,5)² + (4 .36,75 103 )²

Mi= 1477,84 N.m


Diâmetro mínimo por Resistência:

Verificando a tensão admissível para o eixo de material aço 1045:

σ 

adm =

= 2,17

 σ r

.

σ

adm =





3



310 1,12 .2,8

= 2,17



3

1477,84 99 10 6



= 99 MPa

d = 53,43 mm

O diâmetro será aumentado para 80 mm para satisfazer a condição da tensão ao final do dimensionamento, pois com um diâmetro de 55 mm, a tensão resultante ao longo do eixo iria estourar a tensão admissível prevista. Assim com um diâmetro de 80 mm, a tensão resultante ao final do dimensionamento não estoura a tensão admissível, satisfazendo assim a condição de segurança para este eixo, tornando o dimensionamento deste eixo satisfatório.

Diâmetro mínimo pela Fadiga:



Temos como parâmetros de dimensionamento para este eixo: σfa = 0,5. σr

σr = 570 MPa = 57 daN/mm2 (a ço 1045)

σfa = 0,5 . 570

=

   52


Temos para este dimensionamento os coeficientes Ks, Kd, Ku e Kc que são necessários para a determinação do coeficiente de entalhe (Kf) para a verificação da tensão na porção AB (d = 80 mm) do eixo:

- Pelo projeto preliminar, temos que: Kc = 1,0 (obtido através do gráfico abaixo – superfície sem ação de água doce/salgada) Ku = 1,0 (obtido através do gráfico abaixo - eixo com acabamento retificado)

r = 2 mm (valor satisfatório para a saída da ferramente durante o processo de usinagem).

53


Determinação dos Coeficientes Ks, KD, Ku, Kc e Kf para a porção AB

De acordo com a norma NBR 8400, para a determinação do coeficiente Ks, temos a relação com os valores previamente adotados:

r d

2 = 80 = 0,025

Temos também que:

D 90 = = 1,125 d 80 A partir deste valor, temos o valor de Q pela tabela da norma NBR 8400 A partir desta relação, temos que: Q = 0,092 Portanto, temos que:

0,025 + 0,092 = 0,945

De acordo com a relação do raio de saída da ferramenta pelo diâmetro calculado, determinamos o valor de Ks através do gráfico a seguir:

54


:

Portanto, por interpolação correspondendo à tensão de ruptura de 57 daN/mm2 à aproximação da curva correspondente r/d = 0,05, temos que o valor de Ks para esta porção do eixo é:

Ks = 2,42 Para o coeficiente Kd, temos a interpolação da tabela da norma NBR 8400:

d 50 80 100



1,45 X 1,65

Então, temos que:

Kd = 1,57 (para d = 80 mm)

55


Então: Kf = Ks . Kd . Ku. Kc Kf = 2,42 . 1,57 . 1,0. 1,0

Kf = 3,8

Portanto, temos para a tensão limite:

σaf =

σaf=

=

σfa



285x106 3,8

= ,

/

       Para a porção BC deste eixo (D = 90 mm), temos:

Determinação dos coeficientes Ks, KD, Ku, Kc e Kf para a porção BC

De acordo com a norma NBR8400, para a determinação do coeficiente Ks, temos a relação com os valores previamente adotados:

r d

56

2

= 90 = 0,022


Temos também que:

D 90 = = 1,125 d 80

A partir deste valor, temos o valor de Q pela tabela da norma NBR 8400 A partir desta relação, temos que: Q = 0,092

Portanto, temos que:

0,022 + 0,092 = 0,114

De acordo com a relação do raio de saída da ferramenta pelo diâmetro calculado, determinamos o valor de Ks através do gráfico abaixo:

57



Ks = 2,417

Para o coeficiente Kd, temos a interpolação da tabela da norma NBR 8400:



d 50 90 100

1,45 X 1,65

Então, temos que:

Kd = 1,61 (para d = 90 mm) Então: Kf = Ks . Kd . Ku. Kc Kf = 2,417 . 1,61 . 1,0. 1,0

Kf = 3,9

58


Portanto, temos para a tensão limite:

σaf =

σfa



285x106 σaf= 3,9

        =

,

= ,

/

Portanto, verificamos as condições de tensão:

Condição de tensão limite:

σf =

.

 

Sendo:

Iz = (pi. D2)/64

Iz = 2,01x

59

   .


Portanto:

σf =

−  −

1477,5 .40 10 2,01 10 6

=

3

,

   

Condição de tensão de cisalhamento limite:

     − 

tf=

tf=

16 . . 2

16 . (36,75 103 ) . 80 10 3 2

    =

,



Tensão Combinada ( ):

σc = (σf2 + 3tf2)^0,5

σc = ((29,4)2 + 3. (29,4)2)^0,5

    =

60

,

= 5,88 daN/mm


Verificação das condições de tensão

              



σaf Porção AB =

σaf Porção BC =

 Então, sendo que:

( ,

,

( ,

)

)

σ

ɉ. c = 1,06. (58,8x106 )

σ

ɉ. c = 62,33 MPa

As condições de tensões:

σ σ   σ σ   



ɉ. c < af Porção AB

62,33 MPa <

(Satisfaz a condição)

e



ɉ. c < af Porção BC

62,33 MPa <

,


Portanto, as condições de segurança para tensão foram satisfeitas, assim a roda e o eixo da roda estão cominesperadas sucesso e garantia de umaPortanto alta qualidade funcionamento semdimensionados apresentar falhas ou previsíveis. a rodadee seu eixo estão dimensionados e aptos para o projeto. 61


5.3.1. Dimensionamento eixo-cubo – Ajuste Roda - Eixo 5.3.1.1.

Dimensionamento eixo-cubo para eixo médio no encaixe das Rodas do carro ao eixo de rotação

- Eixo Cubo (Utilizando Interferência mínima para dimensionamento final)

Deixo da roda = 80 mm -> r = 40 mm De acordo com recomendações de fabricantes mundiais de equipamentos de elevação e transporte de cargas e de literaturas consagradas e indicadas pelo profissional responsável pela disciplina, um bom ajuste a ser adotada para o valor do diâmetro do eixo seria H7s6 para o cubo-eixo respectivamente. Então assim temos que:: Dcubo = +35µm e 0µm deixo = +101µm e +71µm Eaço = 200 GPa (para eixo e cubo fabricados com aço 1045) Será adotado para um cubo: Dexterno do cubo = 195 mm, sendo um diâmetro satisfatório para o mesmo, sendo assim metade do diâmetro total da roda do carro. Portanto, temos:

p=



  −   .  1

2 2

+ 2 2

- Portanto, as medidas dos diâmetros eixo-cubo a serem utilizadas para este ajuste: eixo

  101 71

=80,101 = 80,071



furo

  35 0

=80,035 = 80,000



Interferência mínima (Variação Diametral) = 80,035 mm – 80,071 mm = - 0,036 mm

62


d = 80x10-3 m Dc = 195x10-3 m Substituindo:

p=

−

0.036

0,195 2 + 0,080 2

1

200 10 9 0,195 2 0,080 2





−



. 0,080

p = 64 MPa Força Axial Admissível Imposta ao ajuste eixo – Roda: A condição necessária para o dimensionamento eixo-cubo é: fa > Fh, sendo Fh, o a força axial aplicada ao eixo da roda na sua solicitação máxima de translação do equipamento carro – carga. Sendo f = 0,1 (considerando montagem entre eixo-roda por temperatura condicionada) e Fh = 1,535 KN. Então:



fa = .f.p.L.d > Fh

     

fa = . 0,1 . 64 MPa . 180 mm . (80 mm) > Fh

fa =

> Fh

Então, para o cálculo do Torque admissível aplicado ao ajuste, temos: Portanto:

 

Tadm = /2. .p.L.d

63

2

> Ts


Sendo Ts = 36,75 Kn.m o torque aplicado ao eixo de transmissão da roda e f = 0,4, temos:



Tadm = /2.(0,4). (64x106).(180x10-3).(80x10^-3)

Tadm =

    ,

.

> Ts

Portanto, as condições de dimensionamento eixo-cubo para as rodas do carro estão seguramente satisfeitas, garantindo assim uma montagem de qualidade entre eixoroda, assegurando as verificações de tensões e garantindo a eficiência e segurança do funcionamento do sistema de translação do carro.

5.3.2. Dimensionamento do Rolamento das Rodas do Carro Por questões de projeto, bem como capacidade de operação, ciclo de vida do equipamento e capacidade de suportar as cargas radiais e axiais atuantes ao longo do eixo da roda, o rolamento no eixo das rodas será o Rolamento Auto-Compensador de Rolos SKF Explorer 29416 E, sendo considerado o mais adequado para este tipo de trabalho e operação. Portanto, segue suas características e condições de dimensionamento para sua aplicação neste quesito:

Diâmetro de encaixe no eixo: 80 mm Diâmetro Externo: 170 mm Largura de Face: 54 mm Capacidade de Carga Dinâmica (C): 670 KN Capacidade de Carga Estática (C0): 1630 KN Velocidade de Referência: 2200 RPM Velocidade Limite de Rotação: 3800 RPM

64



A força radial atuante neste rolamento é caracterizada pela ação da força radial atuante no eixo de transmissão da roda. Então, para dimensionamento deste rolamento, a força radial atuante no mesmo corresponde a maior solicitação de apoio que temos em decorrência da solicitação radial e axial presente na seção crítica do eixo da roda. Portanto:

Fr = 30,7 KN





Portanto, temos que a capacidade de carga estática deste rolamento é 1630 KN, então verificamos que este rolamento atende os requisitos necessários para a aplicação do mesmo, em que Co > Fr . q . Fsr, sendo que a capacidade C0 é amplamente superior à condição imposta que é de 96,27 KN. Portanto este rolamento está apto para a aplicação em relação à capacidade de carga. Portanto, o rolamento SKF Explorer 23952 CC/W33 atende as especificações de projeto, bem como às requisições necessárias de projeto, tornando-se o rolamento ideal para esta função.

65


6. Dimensionamento Estrutural do Carro Segue abaixo o dimensionamento das 3 vigas do carro da ponte rolante, sendo que as vigas 1 e 2 representadas na Figura no início desta seção, são exatamente iguais, pois a viga 1 (viga do redutor) é a que está solicitada às maiores cargas e o dimensionamento será feito baseado na sua solicitação. Portanto, a viga 2 será igual à viga 1, com o mesmo dimensionamento, já que ela esta sujeita à menos cargas, com certeza ela estará bem dimensionada, com uma segurança muito acima da mínima possível. A viga 3 terá seu dimensionamento próprio, já que ela está sujeita à cargas diferentes, já que ela possui um efeito de flexo-torção, provocado pela ação da descentralização da polia compensadora em relação ao centróide da viga 3 e ao eixo de rotação do tambor.

6.1. Dimensionamento da Viga 1 do Carro O dimensionamento será feito considerando TODOS os pesos de todos os componentes presentes em cima desta viga e mais a ação da carga máxima a ser levantada, portanto este dimensionamento considera tudo possível de carga sobre a viga.

Pesos dos componentes: F`` = 12279 N F``viga1 = 4093 N Peso do moto-redutor = 264,87 N Peso do redutor = 8829 N Peso do tambor = 4789,9 N Peso do motor = 1363,59 N Peso do freio de sapatas = 382,59 N Peso do acoplamento jaure = 931,95 N 66


Peso do Moitão = 1520,25 N Peso do Cabo = 1274,4 N Ps = (Tambor + Acop. Jaure + Cabo + Carga + Moitão)/2

Ps = (4789,9 + 931,95 + 1274,4 + 150000 + 1520,55)/2

Ps = 79,26 KN

Lembrando que o peso próprio da viga é o peso próprio de todo o carro dividido igualmente para as três vigas e que principalmente é inserido no dimensionamento como a força atuante no centróide da viga, ou seja, já entra no dimensionamento como a multiplicação do carregamento pelo comprimento total da viga. Portanto, na realidade o peso próprio da viga é um carregamento uniforme distribuído ao longo de toda a viga, mas no dimensionamento, atua como o produto deste pelo comprimento da viga no centróide da mesma. Portanto: F``viga1 = 4093 N (peso próprio do carro dividido para a viga 1, como uma força equivalente à todo o carregamento, atuante no centróide da viga).

Análise de Esforços – Viga 1

67


ΣMA = 0

−

−

−

−

-1746,18. (450x10 3 ) – 7350. (897.5x10 3 ) - 8829. (810x10 3 ) - 79260. (1170x10 3 ) + RB(1795x10 3 ) = 0

−

−

- 107268,09 + (1795x10 3 )RB = 0

RB = 59,76 KN

RA + RB – 97450,05 = 0 RA – 97450,05 + 59760 = 0

RA = 37,7 KN

Análise de Seção – Viga 1

Trecho AC

ΣMx = 0

Mf + 264,87.x – 37700.x + 4093x.(x/2) = 0 -37435,13x + (4093x2)/2 + Mf = 0 68


-37435,13x + 2046,5



2

+ Mf = 0

Mf = 37435,13.x – 2046,5

Para x=0,



Mf =0 N/m

Para x = 450 mm, Mf = 16,43 KN/m

Trecho AD

ΣMx = 0 Mf - 37700.(450x10 3 ) + 264,87. (450x10 3 + ) + 1841,85. (225x 10 1746,18.x + 4093x. (x/2) = 0

−

−



-16431,4 – 33847,1.x + 2046,5.x2 + Mf = 0



Mf =– 2046,5

Para x=0 mm,

+ 33847,1x + 16431,4

Mf =16,4 KN/m

Para x = 360 mm, Mf = 28,35 KN/m

69


− + ) + 3

Trecho AE

− −

ΣMx = 0



− −



−



Mf - 37700.(810x10 3 + ) + 264,87. (810x10 3 + ) + 1841,85. (585x 10 3 + ) + 1746,18. (360x10 3 + ) + 1473,48. (180x10 3 + ) + 8829.x + 4093.x.(x/2) = 0 -28351,14 – 23544,62.x + 2046,5.x2 + Mf = 0



Mf =– 2046,5

Para x=0 mm,

+ 23544,62x + 28351,14

Mf =28,35 KN/m

Para x = 360 mm, Mf = 36,56 KN/m

70


Trecho BF

ΣMx = 0

Mf + 59760.x - 4093.x.(x/2) = 0 59760.x – 2046,5.x2 - Mf = 0



Mf = 59760x – 2046,5

Para x=0 mm,

Mf =0 N/m

Para x = 625 mm, Mf = 36,56 KN/m

Equacionamento e Cálculo das Forças de Cisalhamento

Trecho AC

V = 37435,13 – 4093.x

Para x=0 mm, V =37,43 KN Para x = 450 mm, V = 35,6 KN 71


Trecho AD

V = 35600 – 4093.x

Para x=0 mm,

V =35,6 KN

Para x = 360 mm, V = 34,12 KN

Trecho AE

V = 23544,62 – 4093.x

Para x=0 mm, V =23,54 KN Para x = 360 mm, V = 22,07 KN

Trecho BF

V = -59760+ 4093.x

Para x=0 mm,

V = - 59,76 KN

Para x = 625 mm, V = - 57,20 KN

72


- Portanto o maior momento fletor atuante nesta viga é Mfmáx = 36,56KN/m, atuante no ponto “E“ da vigae também o maior esforço de cisalhamento atuante nesta viga é Vmáx = – 59,76 KN.

Então, segue o diagrama de momento fletor e força cortante logo abaixo:

As vigas do carro são vigas de perfil transversal tipo caixão fechado, e para o seu dimensionamento final em prol das tensões de flexão máximas e de cisalhamento máximas atuantes nesta viga, temos o dimensionamento de sua seção transversal logo mais a seguir:

73


Sua tensão de cisalhamento admissível é dada por (sendo construída com aço A 136):

σadm=

250 1.5

= 166,67 MPa

Ƭadm =

166,67 3



= 96,22 MPa

Para a seção transversal da viga, temos seu dimensionamento:

Sendo a altura h já selecionada como h = 400 mm, temos:

74


B1 = 0,63.h

B1 = 260 mm

B = B1 + 30 mm

B = 290 mm

E2 = e1 = 0,015.h

E2 = e1 = 6 mm

H1 = h – 2.e1

H1 = 388 mm

Momento de Inércia total (Iz):

Iz =

. 3 12



−

Izt = 1,55x

75


Comprimento Total da Viga 1 do carro:

Para comportar todos os componentes à ela requisitados, a viga 1 do carro terá um comprimento total de 1795 mm, ou seja, 1,795 m, sendo este considerado um comprimento total suficiente para comportar todos os componentes que se apoiarão em cima dela e também que respeita perfeitamente toda a geometria e simetria calculada para o carro para sua montagem, o que resultará em uma geometria e simetria precisa, fiel e de alta qualidade.

Cálculo de áreas e distâncias da seção transversal:

− . 290x10− = 0,00174m² A2 = A3 = 6x10− . 388x10− = 0,002328 m² 3

A1 = A4 = 6x10

3

y1 = 197 mm

76

3

3

y2 = 0 mm y3 = 0 mm

y4= 397 mm


Momento Estático de Área (Qz):

Sendo que:

− . 290x10− = 0,00174m² A5 = A6 = 6x10− .1,164x10− = 0,000006984 m² A1 = 6x10

3

3

3

3

y1=197mm y5 = y6 = 6 mm

Qz = A1 . y1 + A2 . y2 + A3 . y3

Qz = 1,3x

Qz = 1,182x10

−

−

3

+ 1,12908x10

m³

Verificação à torção e flexão:

Sendo já calculado anteriormente:

σadm = 166,67 MPa

77


−

4

Portanto, temos:

σf =

σf =

 . 

≤ σadm

36560 .200 1,55 10 3

−

10

−

3



σf = 4,71 MPa ≤ σadm (OK)

Portanto, como observamos, a tensão final atuante de flexão sobre a estrutura da viga 1 é amplamente menor que a tensão admissível para esta viga, portanto o dimensionamento em relação à flexão está satisfeito e dimensionado com segurança.

Temos então em relação ao cisalhamento:

Ƭt =

Ƭt =

  á . .

≤ Ƭadm

−   −  −

59760 . (1,3 10 3 ) 12 10 3 .(1,55 10 3 )

Ƭt = 4,17 MPa ≤ Ƭadm (OK)

Portanto, como observamos, a tensão final atuante de cisalhamento sobre a estrutura da viga 1 é amplamente menoraoque a tensão admissível para eesta viga, portanto o dimensionamento em relação cisalhamento está satisfeito dimensionado com segurança. 78


Tensão combinada (σc)

σc =

 Ƭ

²+3 ²

σc =

  4,71

² + 3(4,17



)²≤ σadm

σc = 8,62 MPa≤ σadm (OK)

Portanto, como observamos, a tensão final combinada de flexão sobre a estrutura da viga 1 é amplamente menor que a tensão admissível para esta viga, portanto o dimensionamento em relação à flexão está satisfeito e dimensionado com segurança.

6.2. Dimensionamento da Viga 2 do Carro Para a viga 2 do carro, como já dito anteriormente, será considerado o mesmo dimensionamento realizado acima para a viga 1, pois ela está sujeito à bem menos esforço que a viga 1 e o dimensionamento realizado acima para a viga 1 é capaz de suportar esforços muito maiores que os que a viga 2 possui. Então, o dimensionamento da viga 1 irá atuar como um super-dimensionamento para a viga 2 e ela será exatamente iguala viga 1, tanto em comprimento total, quanto em toda a geometria da seção transversal.

Comprimento Total da Viga 2 do carro:

Para comportar todos os componentes à ela requisitados, a viga 2 do carro terá um comprimento total de 1795 mm, ou seja, 1,795 m e exatamente igual à viga 1, sendo este considerado um comprimento total suficiente para comportar todos os componentes que se apoiarão em cima dela e também que respeita perfeitamente toda a geometria e simetria calculada para o carro para sua montagem, o que resultará em uma geometria e simetria precisa, fiel e de alta qualidade.

79


6.3. Dimensionamento da Viga 3 do Carro O dimensionamento será feito considerando TODOS os pesos de todos os componentes presentes em cima desta viga e mais a ação da carga máxima a ser levantada, portanto este dimensionamento considera tudo possível de carga sobre a viga.

Pesos dos componentes: F`` = 12279 N Tração do cabo quando aplicada a carga = 12279,09 N Geração de momento devido à tração do cabo quando aplicada a carga = 27419 N

Lembrando que o peso próprio da viga é o peso próprio de todo o carro dividido igualmente para as três vigas e que principalmente é inserido no dimensionamento como a força atuante no centróide da viga, ou seja, já entra no dimensionamento como a multiplicação do carregamento pelo comprimento total da viga. Portanto, na realidade o peso próprio da viga é um carregamento uniforme distribuído ao longo de toda a viga, mas no dimensionamento, atua como o produto deste pelo comprimento da viga no centróide da mesma.

80


Análise de Esforços – Viga 3

ΣMA = 0

-37879. (1,1165) – 27419. (1,1165) - 37879. (1,1165) + RB(2,233) = 0 -- 40397,9 – 30613,3 – 44185,8 + (2,233)RB = 0

RB = 51588 N

RA + RB = 2. (37879) + 24419

RA = 48589N

81


Análise de Seção – Viga 1

Trecho AC

ΣMx = 0

Mf + 12279.x.(x/2) – 48589.x = 0



Mf = 48589.x – 6139,5

ΣFy = 0

-12279.x+48589n – V = 0

V = 48589 – 12279x

Para x=0,

Mf =0 N/m

Para x = 1066,5 mm, Mf = 44,8 KN/m

82


V =48589 N

Para x=0 mm,

Para x = 1066,5 mm, V = 35493 N

Trecho AE

ΣMx = 0



Mf + 37879.x+ 13095,6. ( x + 0,53325) - 48589. (1,1165 + ) + 12279x. (x/2) = 0 2

6139,5 +37879.x + 13095,6.x + 6983,3 – 48589.x – 51820,2 + Mf = 0 Mf = – 6139,5 – 2385,6x + 44836,9





ΣFy = 0

48589 – 13095,6 – 37879 – 12279.x – V = 0

V = -12279x – 2385,6

Para x=0 mm, Mf =44,8 KN/m Para x = 1116,5 mm, Mf = 48,035 KN/m

83


Para x=0 mm,

V =-2385,6 N

Para x = 1116,5 mm, V = -3613,5 N

Trecho BE

ΣMx = 0

- Mf - 12279.x.(x/2) + 51588.x = 0



Mf = 51588x – 6139,5

ΣFy = 0

-12279.x + 51588 – V = 0

V = -12279x +51588

Para x=0 mm,

Mf =48,035 KN/m

Para x = 2233 mm, Mf = 0 KN/m

84


Para x=0 mm,

V =38492 N

Para x = 2233 mm, V = 51588 N

- Portanto o maior momento fletor atuante nesta viga é Mfmáx = 48,035 KN/m, atuante no ponto “E“ da vigae também o maior esforço de cisalhamento atuante nesta viga é

Vmáx = 51588 N.

Então, segue o diagrama de momento fletor e força cortante logo abaixo:

A tensão de cisalhamento admissível é dada por (sendo construída com aço A 136):

85


Σadm =

250 1.5

= 166,67 MPa

Ƭadm =

166,67 3



= 96,22 MPa

Para a seção transversal da viga, temos seu dimensionamento:

Sendo a altura h já selecionada como h = 400 mm (exatamente igual as vigas 1 e 2), temos:

B1 = 0,63.h

B1 = 260 mm

B = B1 + 30 mm

B = 290 mm

E2 = e1 = 0,015.h

E2 = e1 = 6 mm

86


H1 = h – 2.e1

H1 = 388 mm

Momento de Inércia total (Iz):

Iz =

. 3 12



−

Izt = 1,55x Comprimento Total da Viga 3 do carro:

Para comportar todos os componentes à ela requisitados e poder atender as condições geométricas e simétricas do carro, ou seja, para poder se engastar às vigas 1 e 2 respectivamente, e assim exercendo sua função de sustentação estrutural transversal no carro, a viga 3 do carro terá um comprimento total de 2233 mm, ou seja, 2,233 m, sendo este considerado um comprimento total suficiente para comportar todos os componentes que se apoiarão em cima dela e também que respeita perfeitamente toda a geometria e simetria calculada para o carro para sua montagem, o que resultará em uma geometria e simetria precisa, fiel e de alta qualidade.

87


Cálculo de áreas e distâncias da seção transversal:

− . 290x10− = 0,00174m² A2 = A3 = 6x10− . 388x10− = 0,002328 m² 3

A1 = A4 = 6x10

3

y1 = 197 mm

3

3

y2 = 0 mm y3 = 0 mm

y4= 397 mm

Momento Estático de Área (Qz):

88


Sendo que:

− . 290x10− = 0,00174m² A5 = A6 = 6x10− .1,164x10− = 0,000006984 m² A1 = 6x10

3

3

3

3

y1=197mm y5 = y6 = 6 mm

Qz = A1 . y1 + A2 . y2 + A3 . y3

Qz = 1,182x10

Qz = 1,3x

−

−

3

+ 1,12908x10

m³

Verificação à torção e flexão

Sendo já calculado anteriormente:

σadm = 166,67 MPa

Portanto, temos: σf =

σf =

 . 

≤ σadm

48035 .200 1,55 10 3

−



10

−

3

σf = 6,20 MPa ≤ σadm (OK)

89


−

4

Portanto, como observamos, a tensão final atuante de flexão sobre a estrutura da viga 3 é amplamente menor que a tensão admissível para esta viga, portanto o dimensionamento em relação à flexão está satisfeito e dimensionado com segurança.

Temos então em relação ao cisalhamento:

Ƭxy =

Ƭxy =

á . .

  

≤ Ƭadm

−   −  −

51588 . (1,3 10 3 ) 12 10 3 .(1,55 10 3 )

Ƭxy = 3,6 MPa ≤ Ƭadm (OK)

. . /2

Ƭt = 2.

.

  

Ƭt =

≤ σadm

15000 .0.29 2.0.006 .0.105.2

Ƭt = 17,3 MPa ≤ σadm (OK)

Portanto, como observamos, a tensão final atuante de cisalhamento sobre a estrutura da viga 3 é amplamente menor que a tensão admissível para esta viga, portanto o dimensionamento em relação ao cisalhamento está satisfeito e dimensionado com segurança.

90


Tensão combinada (σc)

σc =

 Ƭ

²+3 ²

σc =

  6.2

² + 3(17,3



)²≤ σadm

σc = 30,6MPa≤ σadm (OK)

Portanto, como observamos, a tensão final combinada de flexão sobre a estrutura da viga 3 é amplamente menor que a tensão admissível para esta viga, portanto o dimensionamento em relação à flexão está satisfeito e dimensionado com segurança.

7. Dimensionamento Estrutural da Ponte Segue abaixo o dimensionamento das 2 vigas principais da ponte rolante, sendo que as vigas 1 e 2 da mesma, são exatamente iguais, pois suas solicitações são semelhantes pelo peso próprio de todo o carro dividido entre suas quatro rodas, sendo que a viga 2 terá uma solicitação menor que esta, então este dimensionamento também valerá para a viga que ficará com ume super-dimensionamento assim terá uma ampla segurança em 2,todos os quesitos com certeza suportará ecom ampla segurança os esforços à ela impostos.

7.1. Dimensionamento da Viga da Ponte O dimensionamento será feito considerando TODOS os pesos e cargas presentes em cima desta viga e mais a ação da carga máxima a ser levantada, portanto este dimensionamento considera tudo possível de carga sobre a viga.

Pesos próprios dos componentes: F``viga1 = 4093 N (distribuído igualmente para as duas vigas gêmeas da ponte) Reação da roda A do carro (Rac) = 30,7 KN 91


Reação da roda B do carro (Rbc) = 30,7 KN

Lembrando que o peso próprio da viga é o peso próprio de toda ponte estimado dividido igualmente para as duas vigas e que principalmente é inserido no dimensionamento como a força atuante no centróide da viga, ou seja, já entra no dimensionamento como a multiplicação do carregamento pelo comprimento total da viga. Portanto, na realidade o peso próprio da viga é um carregamento uniforme distribuído ao longo de toda a viga, mas no dimensionamento, atua como o produto deste pelo comprimento da viga no centróide da mesma.

Portanto: F``viga = 4093 N/m (carregamento correspondente ao peso próprio da ponte estimado dividido para a viga 1, como uma força equivalente à todo o carregamento, atuante no centróide da viga)

Esforços sobre as Rodas da Ponte

92


ΣMA = 0

-30700. (4,1) – 40930. (5) - 29700. (5,9) + RB.(10) = 0 - 125870 – 204650 - 175730 + (10).RB = 0

RB = 50,57 KN

RA + RB – 97450,05 – 40930 - 29700 = 0

RA = 50,755 KN

Condição e Cálculo da Flecha

Na condição da flecha, verificamos que ela ocorre exatamente no meio da viga, pois as reações de apoio são aplicadas nas rodas, que estão localizadas nas extremidades da viga, portanto a máxima flecha possível ocorre exatamente no meio da viga (ponto D), ou seja, ocorre em x = 5m, pois o comprimento total da viga é 10m.

Então para a flecha temos:

93


Portanto, temos o dimensionamento da viga para a condição da flecha:

EIM(x) =

EId²v ²



EIM(x) = RA - Rac - Rbc + q0/22 + RB Integrando:

EIQ(x) =

RA
- 0>² -

 ² -  ² + + ² + C1 2

0 6

2

3

2

Integrando:

EIV(x) =

RA ³ 6

-

 ³ -  ³ + + ³ + C1x 6

0 24

6

4

6

+ C2

EIV(x) = 50755 < x - 0>³ - 30700 ³ - 29700 ³ +4093 4 + 6 6 6 24 C1x + C2 Condições de contorno ocorre nas reações de apoio:

X=0 , v(x)=0 , C2=0 X=10 m , v(x)= 0

94


Então:

EIV(x) =

50755 6

(10- 0) ³ -

30700 <10 6

29700 <10 6

- 4,1>³ C1.0 + 0

– 5,9>³ +

4093 <1024

0>4 +

C1=-8,81



Flexa máxima (ocorre em x=5m):

50755 6 -8,81105 .5

200.109.2.10-3. V(x) = 4093 <524

0>4 +

<5- 0> ³ -

30700 <5 6

- 4,1>³ -

29700 <5 6

– 5,9>³ +

V(x) =8,47 mm Verificando a condição de flecha máxima:

Vmax

≤

800

= Vmax

≤

10000 800

= Vmax

≤

12,5 mm

Portanto, V(x) = 8,47 mm < 12,5 mm (Vmax) OK.

95


Verificação das Tensões na Viga da Ponte

σx=Mx



Ψ.M1.y

Iz

+



M2.y Mh.z + Iz Iy

≤

σAdmΨ

= 1,15

Ψ

M1 = carro + carga= 183,8 KN M2 = peso próprio da ponte = 40093 N Mx =1,0 (grupo 2)



Mh = (M1+M2) = 4,2kN Y = 0,250m Z = 0,0975m Iz = 2.10-3 Iy = 3,1.10-4

σ  x = 1,0

− 

−   

1,15.183800.0,25 40093.0,25 4200.0,0975 + + = 2.10 3 2.10 3 3,1.10 4

σ

−

Adm =

σ

e 250 = = 79,72 MPa q.Fsr 1,12.2,8

σx< σAdm (OK)

96


,

7.2. Dimensionamento das Rodas da Ponte

Sendo os parâmetros ideiais e obrigatórios para a roda da ponte:

Dr (diâmetro da roda) = 500mm

4

Q=150KN

4

b=l -3r

b=61 -3 .7,9

5830 ≤ 50,5 .500

0,56 .0,92.0,1

Vão = 10m

b=50,5 mm

0,23<0,51 (OK)

Rotação da Roda da Ponte:

ne =

90

ne = .

  



ne = 58 rpm

.0,5

Pcarro + Qcarga = 45950 N (peso em cada roda do carro) 4

97


Reação na Roda da ponte com Carga:

ΣMA = 0

-45950(1,796)-4093(5)+10.Rb=0

98


RB=10299,12N

ΣFy=0

RA + RB = 45950 + 45950 + 4093= 0

RA=85693,88N

Reação na Roda da ponte sem Carga:

ΣMA = 0

-4093(5) – 8450(8,204) – 8450(10)+ RB(10)=0

RB=17428,88N

ΣFy=0

RA + RB = 4093 + 8450 + 8450

99


RA=3564,12

Fr =

  +2 3

Fr =

3564,12+2 . 85693,88 3

Fr = 58,3KN

Fr =58,3 kN Fh= ξFr = 2,915 kN Mh = 0,73 kN

Então, temos o dimensionamento do eixo das rodas da ponte:

100


ΣMA = 0 = 58,3. 0,1 + RB.0,2 + 0,73=0

RB= -32,8 kN ΣFy=0 RA-32,8+58,3=0

RA= 26,3 kN

Realizando a anáilise de forças nos trechos S1 e S2, encontramos o momento fletor máximo de 3,28 kN.

Mi=



32802 + 0,75. 1300,7 2 =

  = 2,17

3

3468 = 0,071 99.106

 

   =

71 mm não é capaz de suportar as forças aplicadas, então o eixo da roda será aumentado para 90 mm.

Verificando o Dimensionamento da Roda pela Fadiga:

σfa= 0,5.σr = 0,5.570 = 285 MPa

- Pelo projeto preliminar, temos que: Kc = 1,0 (obtido através do gráfico abaixo – superfície sem ação de água doce/salgada) Ku = 1,0 (obtido através do gráfico abaixo - eixo com acabamento retificado) 101


Determinação dos coeficientes Ks, KD, Ku, Kc e Kf para a porção AB De acordo com a norma NBR8400, para a determinação do coeficiente Ks, temos a relação com os valores previamente adotados:

r d

10

= 90 = 0,11

Temos também que:

D 120 d = 90 = 1,33

102


A partir deste valor, temos o valor de Q pela tabela da norma NBR 8400 A partir desta relação, temos que: Q = 0,050 De acordo com a relação do raio de saída da ferramenta pelo diâmetro calculado, determinamos o valor de Ks através do gráfico abaixo:

:


Ks = 1,7

Para o coeficiente Kd, temos a interpolação da tabela da norma NBR 8400: d 50 90 100

103



1,45 X 1,65


Então, temos que:

Kd = 1,63 (para d = 90 mm)

Então: Kf = Ks . Kd . Ku. Kc Kf = 1,63.1,7 . 1,0. 1,0

Kf = 2,77 Portanto, temos para a tensão limite:

σfa



σaf =

6 σaf= 285x10

2,77

        =

104

,

=

,

/


Para a porção BC deste eixo (D = 120 mm), temos:

Determinação dos coeficientes Ks, KD, Ku, Kc e Kf para a porção BC

De acordo com a norma NBR8400, para a determinação do coeficiente Ks, temos a relação com os valores previamente adotados:

r d

5

= 120 = 0,04

Temos também que:

D 120 = = 1,33 d 90 A partir deste valor, temos o valor de Q pela tabela da norma NBR 8400 A partir desta relação, temos que: Q = 0,050

De acordo com a relação do raio de saída da ferramenta pelo diâmetro calculado, determinamos o valor de Ks através do gráfico na próxima página:

105


Portanto, por interpolação correspondendo à tensão de ruptura de 57 daN/mm2 à aproximação da curva correspondente r/D = 0,04, temos que o valor de Ks para esta porção do eixo é:

Ks = 1,6 Para o coeficiente Kd, temos a interpolação da tabela da norma NBR 8400:

d 100 120 200



1,65 X 1,75

Então, temos que:

Kd = 1,68 (para d = 120 mm) 106


Então:

Kf = Ks . Kd . Ku. Kc Kf = 1,68 . 1,6. 1,0. 1,0

Kf = 2,688 Portanto, temos para a tensão limite:

σaf=

σaf =

=

σfa



285x106 2,688

=

,

/

       Portanto, verificamos as condições de tensão:

Condição de tensão limite:

σf =

107

  .


Sendo:



( . 2) 64

Iz =

− 

Iz = 3,22x

Portanto:

3280 .0,045 3,22 10 6

−    

σf =

=

,

Condição de tensão de cisalhamento limite:

tf=

 

16 . . 2

16 . (1300,7) . 0,09 2

     

tf =

=

108

,


Tensão Combinada (



):

σ σ

c = ( f2 + 3tf2)^0,5

σ    

c = ((45,8)2 + 3. (0,8)2)^0,5

=

,

= 4,58 daN/mm2

Verificação das condições de tensão

              



σaf Porção AB =



σaf Porção BC =

,

(

(

,

,

)

)

Então, sendo que:

σ

ɉ. c = 1,06. (45,8x106 )

ɉ. c = 48,5 MPa

σ 109


As condições de tensões:

σσ   



ɉ. c< af Porção AB

48,5 MPa <


,

e

ɉ. c< af Porção BC

0,848 MPa <

σ σ




Portanto, o eixo das rodas da ponte rolante está satisfatoriamente dimensionado com segurança.

7.3. Dimensionamento eixo-cubo – Ajuste Roda - Eixo 7.3.1. Dimensionamento eixo-cubo para eixo médio no encaixe das Rodas da ponte ao eixo de rotação - Eixo Cubo (Utilizando Interferência mínima para dimensionamento final)

Deixo da roda = 90 mm -> r = 45 mm De acordo com recomendações de fabricantes mundiais de equipamentos de elevação e transporte de cargas e de literaturas consagradas e indicadas pelo profissional responsável pela disciplina, um bom ajuste a ser adotada para o valor do diâmetro do eixo seria H7j6 para o cubo-eixo respectivamente. Então assim temos que: Dcubo = +35µm e 0µm deixo = +76µm e +51µm Eaço = 200 GPa (para eixo e cubo fabricados com aço 1045)

110


Será adotado para um cubo: Dexterno do cubo = 250 mm, sendo um diâmetro satisfatório para o mesmo, sendo assim metade do diâmetro total da roda da ponte. Portanto, temos:

p=



  −   .  1

2

+ 2

2

2

- Portanto, as medidas dos diâmetros eixo-cubo a serem utilizadas para este ajuste: eixo

  76 51

=90,076 = 80,051



furo

  35 0

=90,035 = 90,000



Interferência mínima (Variação Diametral) = 90,035 mm – 90,051 mm = - 0,016 mm

d = 90x10-3 m Dc = 250x10-3 m Substituindo:

p=



−

0.016

0,250 2 + 0,090 2 200 10 9 0,250 2 0,090 2 1



−



. 0,090

p = 27,4 MPa Força Axial Admissível Imposta ao ajuste eixo – Roda: A condição necessária para o dimensionamento eixo-cubo é: fa > Fh, sendo Fh, o a força axial aplicada ao eixo da roda na sua solicitação máxima de translação do equipamento da ponte rolante como um todo.

111


Sendo f = 0,1 (considerando montagem entre eixo-roda por temperatura condicionada) e Fh = 2,9 KN.

Então:



fa = .f.p.L.d > Fh

 

   

fa = . 0,1 . 27,4 MPa . 200 mm . (90 mm) > Fh

fa =

> Fh

Então, para o cálculo do Torque admissível aplicado ao ajuste, temos: Portanto:

 

Tadm = /2. .p.L.d

2

> Ts

Sendo Ts = 1300,7 n.m o torque aplicado ao eixo de transmissão da roda e f = 0,1, temos:



Tadm = /2.(0,1). (27,4x106).(200x10-3).(90x10^-3)

Tadm =

    ,

.

> Ts

Portanto, as condições de dimensionamento eixo-cubo para as rodas da ponte estão seguramente satisfeitas, garantindo assim uma montagem de qualidade entre eixoroda, assegurando as verificações de tensões e garantindo a eficiência e segurança do funcionamento do sistema de translação da ponte rolante.

. 112


7.3.2. Dimensionamento do Rolamento das Rodas da Ponte Por questões de projeto, bem como capacidade de operação, ciclo de vida do equipamento e capacidade de suportar as cargas radiais e axiais atuantes ao longo do eixo da roda, o rolamento no eixo das rodas será o Rolamento Auto-Compensador de Rolos SKF Explorer 29418 E*, sendo considerado o mais adequado para este tipo de trabalho e operação. Portanto, segue suas características e condições de dimensionamento para sua aplicação neste quesito:

Diâmetro de encaixe no eixo: 90 mm Diâmetro Externo: 190 mm Largura de Face: 60 mm Capacidade de Carga Dinâmica (C): 815 KN Capacidade de Carga Estática (C0): 2000 KN Velocidade de Referência: 1900 RPM Velocidade Limite de Rotação: 3400 RPM


Para o dimensionamento deste rolamento em relação à força radial atuante sobre o mesmo, a força radial atuante no mesmo corresponde a maior solicitação de apoio que temos em decorrência da solicitação radial e axial presente na seção crítica do eixo da roda. Portanto:

Fr = 32,7 KN

113






Portanto, temos que a capacidade de carga estática deste rolamento é 2000 KN, então verificamos que este rolamento atende os requisitos necessários para a aplicação do mesmo, em que Co > Fr . q . Fsr, sendo que a capacidade C0 é de forma grandiosa e superior à condição imposta que é de 102,5 KN. Portanto este rolamento está apto para a aplicação em relação à capacidade de carga. Portanto, o rolamento SKF Explorer 29418 E* atende as especificações de projeto, bem como às requisições necessárias de projeto, tornando-se o rolamento ideal para esta função.

Para este rolamento, temos o número de horas de funcionamento do mesmo, seguindo os parâmetros desejáveis para esta condição:

    > 6300   

10 5

Lh = 60. .

10 5

Lh = 60. 58 .



2000 10 3 32700

  114

32,700

> 6300

  


Portanto, o rolamento SKF Explorer 29418 E* atende as especificações de projeto, possuindo uma vida em horas de funcionamento igual à 42581 horas, que é superior à vida em horas de funcionamento mínima esperada para o mesmo, atendendo assim às requisições necessárias de projeto, tornando-se o rolamento ideal para esta função.

8. Dimensionamento do Sistema de translação da ponte 8.1. Dimensionamento do Motor de Translação da Ponte

Potência de aceleração:

Pa =

 ′ ƞ  .

². .1000

.

Pa =

19988. 1,5² . 1,2 8,3 . 0,9 .1000

Pa=7,2kW

Potência de regime:

Pr =

ƞ   .

. .1000

Pr =

196,083. 7,5 . 1,5 0,9 .1000

Pr=2,451kW

Potência Nominal:

Pn =

115

 +

Pn =

2,541+7,2 1,7

Pn = 5,7kW


Potência Necessária:

Pnec =

 

Pnec =

5,7 1

Pnec= 5,7 kW

Pin= 7,98 kW

Pin = Pnec.Fs = 5,7. 1,4 Características do Motor escolhido:

De acordo com catálogo da WEG, fabricante mundial de Motores elétricos, o motor escolhido foi um Motor Trifásico, com as características: Potência do motor = 9,2 kW, 12,5 CV. Rotação nominal de 1200 rpm e Rotação real de 1160 rpm Carcaça 160M com peso catalogado de 112 Kg.

8.2. Dimensionamento do Redutor da Ponte Relação necessária:

inec =

 

inec =

1160 58

inec = 20

Portanto, de acordo com o catálogo de Redutores industriais da MAXIDUR® e os cálculos realizados acima, o redutor selecionado para o equipamento neste projeto é o Redutor MAXIDUR® Modelo XL, Tipo AH13 Tam 18 , com as seguintes características: Relação == 25,6 Potência de de Transmissão Transmissão (I) (Pf) 45,4 kW Limite de rotação suportada para a entrada = 1450 Rpm Peso = 280 Kg. 116


Ts = Ti . i Ts = 32,93 . 25,45

  Sb =   Sa =

+

+

Ts = 823,25N.m

Sa =

78250 78250+11790

Sa = 0,87

Sb =

11790 78250+11790

Sb = 0,13

8.3. Dimensionamento do Freio de Parada da Ponte Tfreio= 1,2. Tmotor Tfreio= 1,2. 75,7 = 90,84 N.m

Tfreio = 90,84 N.m

De acordo com o catálogo de Freios de parada da EMH – A marca em Movimento, o freio de parada selecionado para o sistema de elevação é portanto:

Freio de Sapata FNN 2020 Mmin = 60 N.m Mmax = 150N.m Peso 30 kg.

117


9. Cálculo e Aplicação do Eixo de Translação da Ponte

δA=

 = +

85693,88 85693,88+17428,88

 

= ,

17428 ,88

δB=

 +

= 85693,88+17428,88 = ,

 

T = 1300,7 Nm Ta = T. δA = 1079,6 Nm Tb = T. δB = 221,20 Nm

θ=

1079,6 π.D 75.10 9 . 32

4

   .

.

≤

= 0,018

 =  

10

≤

.

D 4 = 8,15. 10

−

6

1º

1º= 0,018 rad

in = Dm0,053m =

 

Portanto, o eixo de translação da ponte terá um diâmetro de 56 mm.

wt =

Ƭ=



118



. 3 16

≤ Ƭadm



wt =

1079,6 2,9 10 5

−

. 0,053 3 16

≤ 120MPa

−

Wt =2,9x

3 7Mpa ≤ 120MPa (OK).


Assim, o eixo de translação da ponte está satisfatoriamente dimensionado com segurança. Este será montado com a união de 8 eixos de 1200 mm de comprimento e mais uma ponta de eixo que o ligará em sua extremidade secundária ao eixo da roda dianteira esquerda da ponte. Este eixo utilizará 7 acoplamentos do modelo Denflex® NVD FLF Tam. 58 mm p, suportando uma carga radial de até 8 KN, ideal para o sistema deste projeto. Também utilizará 6 rolamentos de esferas axiais SKF 65/23- R, suportando uma carga máxima axial de até 43 KN, sendo este considerado ideal para este projeto. E assim, está totalmente dimensionado e completo o eixo de translação da ponte, que terá a função de transmitir o torque e rotação imposta pelo motor na roda principal motora (RODA A) à roda B na extremidade oposta da ponte, que por sua vez irá mover as duas rodas traseiras, realizando assim com grande eficiência e segurança o movimento de translação de toda a ponte rolante em todos os sentidos necessários de movimento e garantindo assim a grande eficiência e o sucesso desta ponte rolante cuidadosamente projetada.

119


10.

Desenhos Finais da Ponte Rolante

CARRO

120


121


`

122


MOITÃO

123


PONTE ROLANTE COMPLETA

124


125


10.1. Desenhos em 2D



Desenhos anexos ao fim deste projeto.

126


11. Bibliografia

     

    

Livro: Projetos de máquinas – 2ª edição – Norton Livro: Projeto de engenharia mecânica – 7ª edição – Joseph E. Shigley Material cursado nas disciplinas: Elementos de máquinas I, II e III Material cursado na disciplina: Projetos de máquinas Normas de aços, polias, moitões, cabos, rodas e trilhos ABNT (Cálculo de equipamento para levantamento e movimentação de carga) 8.4. J. E. SHIGLEY – Mechanical Engeneering Design 8.10. CATÁLOGOS- SKF , FAG , INA, ORION, PIRELLI , GATES. 8.2. DUBBEL & HUTTE - Manual de Construção de Máquinas 8.1. G. NIEMANN - Elementos de Máquinas I, II e III 8.6. OLAVO A L. P. ALBUQUERQUE - Elementos de Máquinas

127


Ponte Rolante 2014 Completa

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