Apostila Máquinas de elevação e transporte

UNIVERSIDADE SANTA CECÍLIA

MÁQUINAS DE ELEVAÇÃO E TRANSPORTES

Professor: Wilson Roberto Nassar

PREFÁCIO A disciplina de Máquinas de Elevação e Transportes esta presente no programa de graduação das escolas de Engenharia Mecânica desde a sua criação, ainda hoje esta disciplina faz parte da maioria destes cursos. A necessidade de movimentação de cargas nos diversos ambientes de mineração, industrial, portuário e de comércio aumenta proporcionalmente ao crescimento econômico exigindo equipamentos específicos que necessitam uma grande aplicação dos conhecimentos de engenharia. Os equipamentos de movimentação de carga existentes nas empresas modernas apresentam uma grande diversidade de formas construtivas devido a variedade de suas aplicações. Esta condição torna praticamente impossível a abordagem de todos os tipos de equipamentos dentro das aulas disponíveis para o curso. Os temas de estudo selecionados tem como objetivo a aplicação dos conceitos de engenharia mecânica na construção dos equipamentos que estão mais presentes nas empresas modernas. Os conceitos utilizados nestes equipamentos poderão auxiliar no estudo de outras aplicações mais específicas. A crescente necessidade de aumento de produtividade das empresas vem exigindo a implementação de processos automatizados que incorporam alta tecnologia no projeto dos equipamentos. As máquinas de movimentação de carga representam um dos tipos de equipamentos que sofreram a maior necessidade de modernização. Esta fora do escopo deste curso o estudo dos sistemas de acionamentos elétricos e equipamentos eletrônicos de controle e automação das máquinas de elevação e transporte. A disciplina de Máquinas de Elevação e Transporte da UNISANTA será desenvolvida através do estudo de três equipamentos de movimentação de carga. Neste estudo serão utilizados os métodos de dimensionamento e projeto de componentes apresentados nas disciplinas básicas do curso de engenharia, associados à utilização das normas e critérios de cálculos especificados pelas principais normas de máquinas de elevação e transportes. Durante o desenvolvimento dos exemplos poderá ser observada a necessidade do domínio dos principais conceitos de resistência dos materiais, desenho técnico, elementos de máquinas, vibrações mecânicas, tecnologia de soldagem e de outras disciplinas para obter os melhores resultados na especificação, projeto e construção dos equipamentos de manuseio de cargas.

Wilson Roberto Nassar

INDICE Descrição

Página

Capitulo

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2

3

4

1. INTRODUÇÃO – BASES PRINCIPAIS DO ESTUDO 1.1. Normas Técnicas e Critérios de Cálculo 1.2. Projeto de Máquinas – Desenho Técnico 1.3. Seleção e Especificação de Componentes 1.4. Classificação das Principais Máquinas de Elevação e Transporte 2. VEÍCULOS DE TRANSPORTE 2.1. Determinação da Potência de Translação 2.1.1. Cálculo da Resistência ao Movimento 2.1.2. Seleção da Motorização e Freio 2.1.3. Exemplo de Cálculo 2.2. Dimensionamento da Estrutura 2.2.1. Definição da Geometria do Veículo 2.2.2. Estimativa do Peso. Condições de Carregamento. Tensões Admissíveis 2.2.3. Exemplo de Cálculo 2.3. Projeto do Sistema de Acionamento 2.3.1. Definição do Arranjo do Sistema de Acionamento 2.3.2. Cálculo da Redução 2.3.3. Cálculo dos Elementos da Transmissão. 2.3.4. Exemplo de Cálculo. 3. MÁQUINAS DE ELEVAÇÃO 3.1. Meios de Elevação 3.1.1. Elementos de Máquina para Transmissão por Cabos de Aço. 3.1.2. Dispositivos destinados ao Manuseio de Carga. 3.1.3. Guinchos. 3.1.4. Determinação da Potência do Motor do Sistema de Levantamento. 3.1.5. Seleção e Dimensionamento dos Componentes Mecâncios da Elevação. 3.1.6. Exemplo de Cálculo. 3.2. Mecanismos de Translação 3.2.1. Potência do Motor de Translação. 3.2.2. Arranjo do Mecanismo de Translação. 3.2.3. Dimensionamento de Rodas e Trilhos. 3.2.4. Exemplo de Cálculo. 3.3. Estrutura Metálica das Máquinas de Levantamento 3.3.1. Considerações Gerais para Estrutura de Pontes Rolantes. 3.3.2. Cargas e Forças. 3.3.3. Considerações Básicas para as Tensões Admissíveis. 3.3.4. Estrutura da Ponte e do Carro. 3.3.5. Exemplo de Dimensionamento da Viga Principal da Ponte Rolante. 4. TRANSPORTADORES CONTÍNUOS 4.1. Transportadores de Correia. 4.1.1. Informações Iniciais. 4.1.2. Características Básicas da Correia e dos Roletes. 4.1.3. Cálculo da Potência de Acionamento. 4.1.4. Cálculo das Tensões na Correia. 4.1.5. Especificação da Correia. 4.1.6. Cálculo e Dimensionamento dos Tambores. 4.1.7. Esticador do Transportador. 4.1.8. Especificação do Conjunto de Acionamento. 4.1.9. Especificação dos Freios e Contra Recuo. 4.1.10. Projeto da Estrutura do Transportador. 4.2. Outros Transportadores Contínuos. 4.3. Exemplo de Dimensionamento de um Transportador.

1 1 1 1 2 3 3 3 4 6 7 7 9 9 14 14 15 15 16 38 38 40 41 43 43 44 44 61 61 62 62 63 73 74 75 79 87 95 113 113 113 117 120 124 126 127 134 134 134 134 135 135

1. INTRODUÇÃO – BASES PRINCIPAIS DO ESTUDO

Normas Técnicas e Critérios de Cálculo Para garantir o desempenho dos equipamentos de transporte e elevação o seu dimensionamento, projeto e fabricação deve seguir normas e critérios de cálculo que estabeleçam as condições necessárias, com base inclusive na experiência de equipamentos existentes. Atualmente existem diversas entidades que já desenvolveram normas, manuais e critérios aplicados às máquinas de elevação e transporte. Uma das primeiras etapas no desenvolvimento ou especificação de um equipamento para estas aplicações consiste nesta definição. A escolha da norma ou critério pode influenciar em todas as características do equipamento, principalmente no que diz respeito à segurança, custos do investimento, desempenho e custos de manutenção. Durante o desenvolvimento do curso serão apresentadas as principais literaturas disponíveis para cada assunto em estudo.

Projeto de Máquinas – Desenho Técnico A definição da geometria do equipamento consiste em outra etapa fundamental para garantir que sejam alcançados os objetivos requeridos. Inicialmente devem ser identificadas todas as especifições básicas para cada tipo de equipamento. Considerando os requisitos de dimensionamento o equipamento deve ser projetado de tal forma a atender todas as condições referentes äs suas especificações com dimensões compatíveis ao local de instalação. Além disso, devem ser atendidos outros requisitos como: segurança, custos de fabricação, meio ambiente, ergonomia, facilidades e custo de manutenção. Nesta etapa a criatividade dos responsáveis pelo desenvolvimento da máquina é o fator fundamental, sendo necessário o conhecimento do desenho técnico e das técnicas de projeto de máquinas Atualmente a utilização do computador tornou-se uma importante ferramenta para o desenvolvimento destas máquinas, facilitando a análise de interferências inclusive em três dimensões. Seleção e Especificação de Componentes Durante o desenvolvimento de um equipamento é necessária a utilização de componentes disponíveis no mercado. O grau de utilização destes componentes pode variar desde a seleção e especificação de elementos de máquina, como por exemplo: parafusos, rolamentos ou acoplamentos; até a especificação de um equipamento completo, disponível no mercado, que atenda todos os requisitos especificados. Atualmente a pesquisa na internet consiste em uma importante ferramenta para conhecer os principais fornecedores, sendo inclusive em muitos casos disponíveis catálogos eletrônicos dos componentes. Durante o curso e o desenvolvimento do projeto serão apresentados os principais fornecedores de equipamentos para a movimentação de carga. Nesta etapa é importante observar que o fornecedor também deve atender as normas e critérios de cálculo que garantam o desempenho do equipamento. Portanto, é importante analisar nos dados técnicos dos catálogos os procedimentos utilizados no projeto dos componentes selecionados.

Classificação das Principais Máquinas de Elevação e Transporte O crescente desenvolvimento das atividades de mineração, indústria e do intercâmbio comercial tornam necessários o desenvolvimento de inúmeros equipamentos destinados à movimentação de cargas.

Considerando a diversidade das aplicações existentes nas atividades modernas, estes equipamentos receberam diversas classificações. Estas classificações tem como objetivo principal facilitar a especificação destes equipamentos, sendo que o seu conhecimento detalhado será abordado em cada item específico deste curso. Os equipamentos a serem estudados nesta disciplina englobam os meios de movimentação de carga utilizados dentro do ambiente industrial, áreas de mineração, armazéns, depósitos e locais restritos de uma maneira geral. A seguir é apresentada uma classificação geral das principais Máquinas de Elevação e Transporte que possuem grande aplicação na atualidade: I. Veículos de Transporte A) Veículos para transporte manual (carrinhos, carros) B) Veículos motorizados (carro, trator, empilhadeira). Elétricos, diesel ou gás. II. Meios de Elevação A) Talhas - Polias - Talhas helicoidais - Talhas de engrenagem frontal - Talhas elétricas - Carros de ponte para talhas B) Guinchos - Guinchos de cremalheira - Macaco de rosca - Macaco hidráulico - Guinchos manuais - Guincho móvel manual - Guinchos acionados por motor elétrico C) Guindastes - Guindastes de ponte (pontes rolantes) - Guindastes móveis de paredes - Guindastes de cavaletes (pórticos e semi-pórticos) - Pontes de embarque - Guindaste de cabo III. Transportadores Contínuos A) Correias Transportadoras. B) Transportadores Articulados: Esteira Articulada, Transportador de Canecas, Transportador Circular, Transportador Raspador e Transportador de Correntes. C) Hélices Transportadoras. D) Transportadores Oscilantes. E) Mesas de Rolos F) Instalações Pneumáticas e Hidráulicas de Transporte. 2. VEÍCULOS DE TRANSPORTE

O acionamento dos veículos de transporte pode ser manual ou motorizado. A superfície de translação pode ser feita com ou sem trilhos. Os veículos manuais são utilizados para pequenas distâncias de deslocamento, normalmente em trajetos de até 50 m. A capacidade de carga normalmente não ultrapassa uma tonelada. Os veículos manuais são utilzados para transporte em horários e percursos irregulares, apresentando grande flexibilidade de uso. O projeto e construção destes veículos é relativamente simples, sendo os principais tipos normalizados pela DIN (ver detalhes no Dubbel, Manual do Engenheiro Mecânico). Os veículos motorizados apresentam uma vasta aplicação no ambiente industrial. O acionamento pode ser: gasolina, diesel, elétrico/bateria, elétrico/rede, ar comprimido e gás. As características construtivas apresentam grande diversidade em função da aplicação e capacidade requerida. Os principais tipos de veículos são: carros de transferência, tratores e empilhadeiras. A utilização destes veículos pode incluir o uso de dispositivos especiais para a acomodação da carga, como por exemplo: paletes, conteiners ou caixas. A seguir serão apresentadas as principais considerações para o projeto de um veículo, sendo apresentado o exemplo de cálculo para este veículo motorizado sobre trilhos conforme os tópicos apresentados. (1) Aplicação: (2) Capacidade de Carga (3) Peso do Carro (4) Velocidade de Translação (5) Alimentação

Carro de Transferência para Panela de Aço Líquido Carga Máxima de 200 Toneladas Peso do Aço Líquido de 130 Toneladas Peso da Panela de 70 Toneladas Aproximadamente 60 Toneladas 40 m/min Corrente Alternada, 440 Volts, 60 Hz

Tabela 1: Especificões do Veículo Determinação da Potência de Translação Cálculo da Resistência ao Movimento A resistência ao movimento em marcha se compõe de resistência ao rolamento Fr , resistência à inclinação Fi e para os veículos motorizados deve ser considerada a resistência à aceleração Fa. a) Resistência ao Rolamento (Fr): O valor de R representa a resistência ao movimento em um trecho horizontal e pode variar em função das características da roda do veículo e da superfície de translação. O valor de R pode ser calculado teóricamente em função das características de projeto de cada equipamento. A tabela a seguir apresenta os valores de R para as principais aplicações, conhecidos através de dados práticos e ensaios. - Roda Maciça de Borracha com Mancais de Rolamento sobre Asfalto - Roda Pneumática com Mancais de Rolamento sobre Asfalto - Roda Pneumática com Mancais de Rolamento sobre Paralelepípedo - Roda de Aço com Mancal de Rolamento sobre Trilho - Roda de Aço com Mancal de Deslizamento sobre Trilho

R = 0,012 a 0,014 R = 0,014 a 0,016 R = 0,020 a 0,025 R ≈ 0,006 R ≈ 0,020

Tabela 2: Valores de R – Resistência ao Movimento

No caso de rodas de aço sobre trilhos os cálculos detalhados podem ser obtidos nas referências (Dubbel e Ernst Vol. I). b) Resistência à Inclinação (Fi): Neste caso devem ser consideradas as forças devido a influência da aceleração da gravidade no plano inclinado. c) Resistência à Aceleração (Fa): Este valor é dividido em duas partes: massas de translação (Fat) e massas de rotação (Far). Seleção da Motorização e Freio O cálculo da potência do motor é efetuado considerando as condições de resistência ao movimento. a) Potência do Motor para Velocidade Constante e Trecho Horizontal (Ph): Deve ser calculado na expressão a seguir:

Ph =

Fr × V (W) η

Onde: Fr = Ft x R (Ft corresponde ao peso total sobre as rodas de apoio) – (Newtons) V = Velocidade de Translação do Veículo – (metros/segundo) η = Rendimento da Transmissão Mecânica – (admensional) b) Potência do Motor para Velocidade Constante com Inclinação (Pi): Neste caso devem ser consideradas as forças conforme um plano inclinado. A expressão para o cálculo é obtida a seguir: Pi =

Fr × Cos(α ) × V Ft × Sen(α ) × V + (W) η η

Onde: α = Inclinação da pista, (normalmente deve ser considerado valor mínimo de 5%) c) Potência do Motor para a Aceleração do Veículo em Trecho Horizontal: Durante a partida do veículo é necessário vencer as forças de inércia do sistema para alcançar a velocidade de translação. Nesta fase do funcionamento é necessário acelerar as massas em translação e rotação. O cálculo da potência de aceleração pode ser efetuado da seguinte maneira: - Massas em Translação: Neste caso aplica-se os conceitos básicos da mecânica, obtendo-se a expressão, considerando ta o tempo de aceleração em segundos e g a aceleração da gravidade em metros/segundos2:

Ft × V 2 Pat = (W) g×ta × η

- Massas em Rotação: A aceleração das massas em rotação do motor de acionamento, das engrenagens, acoplamentos, etc. requer, no raio da roda motriz uma força perimetral: a ω ⎞ 1 ω ω 1⎛ Far = ⎜⎜ Θ1 × ε1 × 1 + Θ 2 × ε 2 × 2 + .......... + Θ n × ε n × n ⎟⎟ = × Θ red × ε Tr = Θ red × 2 (Newtons) r ω Tr ⎠ r ω Tr ω Tr r⎝

Θ red

⎛ω = Θ1 × ⎜⎜ 1 ⎝ ω Tr

2

2

⎞ ⎛ω ⎞ ⎛ω ⎟⎟ + Θ 2 × ⎜⎜ 2 ⎟⎟ + ............ + Θ n × ⎜⎜ n ⎠ ⎝ ω Tr ⎠ ⎝ ω Tr

⎞ ⎟⎟ ⎠

2

Onde: Far = Resistência a Aceleração das Massas de Rotação – (Newtons) Θ = Momento de Inércia do Componente Rotativo – (kgxm2) ε = Aceleração Angular – (1/s2) ω = Velocidade Angular – (1/s) Θred = Momento de Inércia Reduzido para o Eixo da Roda Motriz - (kgxm2) εTr = Aceleração Angular da Roda Motriz – (1/s2) ωTr = Velocidade Angular da Roda Motriz - (1/s) r = Raio da Roda Motriz – (m) a = Aceleração – (m/s2) O valor da Potência de Aceleração das Massas de Rotação será:

Par =

Tar × ω Tr (W) η

Onde: Tar = Torque de Aceleração das Massas Rotativas O valor do Torque de Aceleração é definido por:

Tar = Far × r (N × m) Considerando o tempo de aceleração ta em segundos e substituiindo o valor da velocidade angular, temos:

ω Tr =

V r

e

a=

V ta

Θ red × V 2 Par = 2 (W) r × ta × η

O cálculo da Potência de Aceleração Pa é obtido pela soma de Pat e Par.

Ft × V 2 Θ red × V 2 + Pa = (W) g × ta × η r 2 × ta × η Considerando as dificuldades para o cálculo de todas as inércias dos corpos em rotação do mecanismo de translação do veículo, podemos utilizar a expressão:

Ft × V 2 Pa = (1,1 até 1,2) x (W) g × ta × η A potência mínima requerida para o motor deve ser escolhida com as seguintes condições: (1) Quando Ph > Pa ou Pi > Pa: Pm = Ph ou Pm = Pi (2) Quando Pa ≥ Ph ou Pa ≥ Pi Pm = (Ph + Pa)/(1,7 a 2,0) ou Pm = (Pi + Pa)/(1,7 a 2,0) Para a especificação da rotação do motor deve ser definido o valor da redução para obter a velocidade especificada para o veículo. Após a definição da rotação deve ser escolhido o motor no catálogo dos fornecedores. O freio do veículo é montado no eixo do motor da translação. A especificação do freio depende do torque do motor especificado. Para o freio eletromagnético o torque mínimo de frenagem deve corresponder a 50% do torque do motor. Exemplo de Cálculo: Calcular o motor do carro de transferência de panela de aço conforme especificação. Para o dimensionamento considerar os seguintes valores complementares: Resistência estacionária ao movimento: 0,025 Tempo de Aceleração: 4 segundos Rendimento da Transmissão: 0,75 Superfície Plana. Aceleração da Gravidade: g = 10 (m/s2) Solução: Temos que: Peso Total: Ft = 2600000 (N) Velocidade de Translação: 0,667 (m/s)

a) Cálculo da potência para velocidade constante em superfície plana.

Ph =

2600000 × 0,025 × 0,667 = 57807 (W) 0,75

b) Cálculo da potência para aceleração. Pa = 1,2 ×

2600000 0,667 2 × = 46268 (W) 10 4 × 0,75

Considerando que o valor de Ph é superior ao valor de Pa, a potência mínima requerida para o motor de translação deve ser de 57,81 (KW). No caso específico deste equipamento outras condições da aplicação também são consideradas para o dimensionamento do motor. Este carro foi dimensionado para rebocar um outro veículo motorizado para situação de emergência. Neste caso a potência real do motor especificado foi de 75 (KW). No cálculo do valor de Ph foi adotado um elevado valor para a resistência ao movimento (R), correspondente a 0,025. Este valor refere-se às condições do local da aplicação que pode ter sujeira sobre o trilhos, aumento a resistência ao movimento. O valor adotado corresponde ao maior valor da tabela. Para a especificação do tipo de motor também deve ser considerado o equipamento elétrico utilizado para o controle da velocidade. Atualmente existem diversas alternativas para este controle, para maiores esclarecimentos deste assunto devem ser consultadas as especificaçoes sobre o acionamento das máquinas elétricas. Dimensionamento da Estrutura: Definição da Geometria do Veículo: A construção de um veículo para determinada aplicação pode seguir diversas geometrias diferentes. A definição das dimensões da estrutura deve observar as seguintes condições básicas. - Garantir a acomodação da carga; - Permitir a colocação e retirada da carga no veículo com os recursos disponíveis; - Não interferir com a instalação existente; - Permitir a instalação do conjunto de acionamento; - Facilitar o acesso para a manutenção. Além dos fatores descritos acima, as características da geometria pode influenciar nos esforços estruturais, principalmente no que se refere a concentração de tensões. A escolha de uma geometria adequada também pode permitir a redução do peso da estrutura. A figura 1 mostra duas formas construtivas para um veículo usado em uma mesma aplicação. A figura 1.a mostra um tipo de construção onde o conjunto de acionamento esta aciplado a apenas dois conjuntos de rodas. Na figura 1.b o veículo pode ter até 4 conjuntos de motorizações independentes acoplados diretamente aos conjuntos de rodas. Esta condição garante uma maior confiabilidade ao veículo 1.b, porém o custo do investimento é muito superior.

Figura 1.a: Carro com 1 Motorização e 2 Conjuntos de Rodas Motrizes

Figura 1.b: Carro com 4 Motorizações e 4 Conjuntos de Rodas Motrizes Figura 1: Modelos de Carros de Transferência

Estimativa do Peso. Condições de Carregamento. Tensões Admissíveis. O projeto de um novo equipamento enolve considerações preliminares para o início do dimensionamento. Durante o processo de cálculo e desenho são feitas as correções, com a finalidade de alcançar todos os objetivos esperados. A estimativa de peso normalmente é feita com base em equipamentos similares já construídos. As considerações sobre a geometria, realizada no item 2.2.1., podem auxiliar no cálculo da estimativa. Após a definição das estruturas é feita uma revisão nos cálculos e caso necessário, alterações na geometria do veículo. As condições de carregamento são muito importantes para o dimensionamento da estrutura. Esta informação deve levar em consideração, além das cargas estáticas como o peso da carga e o peso próprio, todas as demais solicitações dinâmicas, como por exemplo as cargas de impacto, dilatação térmica e o vento, que estarão presentes durante a utilização do equipamento. As condições ambientais também devem ser analisadas, fatores como temperatura ambiente e corrosão podem alterar as solicitações na estrutura. Um outro fator que deve ser considerado é o ciclo de trabalho do equipamento, que pode variar em função da utilização. A influência destes diversos fatores nas condições de carregamento podem ser determinadas com base em normas para a construção deste tipo de equipamento, para este caso recomenda-se o uso da NBR 8400. A construção de um veículo de transporte envolve o uso de materiais e métodos de fabricação que devem garantir a resistência da estrutura às diversas solicitações de carregamento. Para a grande maioria das aplicações já existem os materias e métodos normalizados que garantem o desempenho da máquina. Através de ensaios mecânicos, incluindo testes de fadiga, são definidos os limites de resistência à ruptura, escoamento e fadiga dos materiais. Aplicando as condições de carregamento na estrutura do equipamento, são calculadas as tensões de trabalho. Com base nas propriedades dos materiais e considerando os fatores de segurança da aplicação e as concentrações de tensões, são definidas as tensões admissíveis para o projeto. A Norma NBR 8400 apresenta critérios para a definição da tensão admissível para diversos materiais utilizados na construção de equipamentos para a movimentação de cargas. No dimensionamento da estrutura do equipamento devem ser considerados os diferentes critérios de dimensionamento que envolvem: a ruptura, o desgaste ou a fadiga do equipamento. Em função do critério adotado deve ser comparada a tensão de trabalho calculada com a respectiva tensão admissível referente ao material. Por exemplo, a estrutura dimensionada pelo critério de fadiga deve levar em consideração a carga que representa o ciclo médio de trabalho do equipamento. Porém, a mesma estrutura deverá suportar as condições extremas de solicitação, que são representadas pelas cargas máximas. Pelo critério da fadiga a tensão calculada é comparada com a tensão admissível à fadiga, pelo critério de ruptura a tensão máxima calculada é comparada com a tensão admissível à ruptura. Exemplo de Cálculo: Calcular a tensão máxima atuante na viga principal do carro de transferência de panela de aço, representado na figura 1.a, considerando as especificações descritas na Tabela 1. A viga principal coresponde à parte do veículo que distribui o peso do carro e da carga sobre as rodas de apoio. Esta parte da estrutura deve ser dimensionada para suportar as cargas estáticas e dinâmicas do equipamento e garantir a durabilidade prevista em função do ciclo de trabalho e das condições ambientes. De uma maneira geral o dimensionamento da estrutura principal deve considerar os seguintes passos:

(1) Determinar os pontos de aplicação da carga; (2) Calcular as reações de apoio; (3) Calcular o momento máximo; (4) Determinar as propriedades da secção de momento máximo; (5) Calcular os níveis de tensões nos pontos críticos da secção; (6) Comparar com a tensão admissível do material. (1) Determinar os pontos de aplicação das cargas: Com base na figura 1.a são definidas as cargas aplicadas à estrutura, conforme figura 2.

W1

W4

W2

W3 A

R1

R2

Figura 2: Condições de Carregamento para o Veículo Na figura 2 temos: W1 = Peso da Carga, 200 Toneladas W2 = Peso da Estrutura, 37 Toneladas W3 = Peso da Estrutura de Proteção, 8,5 Toneladas W4 = Peso do Acionamento, 5,2 Toneladas (2) Cálculo das reações de apoio: Considerando a viga principal bi-apoiada no centro dos conjuntos de roda do veículo, temos: ∑F = 0 ∑MdireitaA = ∑MesquerdaA Considerando os dados da figura 2 são obtidas as equações:

R 1 + R 2 = W1 + W2 + W3 + W4 R 1 + R 2 = 2507000 (N) Obs: O valor de 260 toneladas considera o peso dos 4 conjuntos de rodas que não estão apoiados sobre a estrutura do carro.

7,4 × R 1 + 1,0 × R 2 = 3,9 × W1 + 4,7 × W2 + 8,15 × W3 + 8,0 × W4 Obs: Para o cálculo dos momentos as cargas distribuídas foram consideradas concentradas em seus respectivos centros de gravidade. Foi considerado o momento na extremidade direita do veículo considerando a figura 2. Resolvendo as equações acima são obtidas as reações nos apoios: R1 = 1272000 (N) R2 = 1235000 (N) (3) Calculo do momento máximo: No caso de estruturas complexas com carregamento e geometria não uniforme a determinação exata do momento máximo requer um procedimento de cálculo detalhado. Normalmente são utilizados critérios de aproximação para facilitar o cálculo, porém as aproximações são feitas sempre a favor da segurança do dimensionamento. No caso deste veículo, observando a figura 2, pode ser verificado que o centro de gravidade da carga máxima (W1 = 200 toneladas) esta próximo ao centro da viga principal, portanto a secção crítica será considerada em A. O momento MA da secção crítica será:

M A = 2,9xR 2 −

3,9 2 × w q 4

−

1,5 × W1 8

Obs: O valor wq corresponde à carga distribuída W2 na extensão de 9,4 metros da viga principal. Portanto: wq = W2/9,4 = 39361,7 (N/m). Substituindo os valores tem-se: MA = 3056833,6 (Nxm) = 305683360 (kgfxmm) (4) Determinar as propriedades da secção de momento máximo: Para o cálculo da tensão máxima deve ser calculado o módulo de resistência à flexão. A figura 3 apresenta as dimensões da secção crítica A. A seguir é apresentado o cálculo do módulo de resistência à flexão da viga (ZA). Neste caso a viga é simétrica em relação ao eixo horizontal, portanto o módulo de resistência superior e inferior são iguais. A seccão da viga foi subdividida em componentes (a, b, c, d, e), sendo calculado primeiramente os momentos de inércia individuais e posteriormente o módulo de resistência à flexão combinado.

a

c

b

d

e Figura 3: Secção da Viga Principal na Região Crítica

Ia =

Ib = Ic = Id = Ie =

1 × 1190 × 25 2 + 25 × 1190 × 457,5 2 12 1 × 19 × 890 3 12 1 × 22 × 890 3 12 1 × 22 × 890 3 12 1 × 1190 × 25 2 + 25 × 1190 × 457,5 2 12 I

6228410417 1116200917 1292443167 1292443167 6228410417

16157908090

Tabela 3: Cálculo do Momento de Inércia da Secção Crítica Com o valor de I calcula-se o valor de ZA.

ZA = Substituindo os valores tem-se: ZA = 34378528 (mm3)

I (H = 940 mm) ( H / 2)

(5) Calculo da tensão na secção crítica: Com o valor do momento e do módulo de resistência à flexão é calculada a tensão de flexão máxima na secção crítica. Deve ser observado que o valor do momento deve ser dividido entre as duas vigas principais, conforme equação abaixo:

σA =

MA 305683360 = = 4,45 (kgf / mm 2 ) 2 × Z A 2x 34378528

A tensão de trabalho deve levar em consideração alguns fatores relacionados às condições da aplicação. Estes fatores são estabelecidos em normas. No caso deste carro é utilizada a NBR 8400/1984 item 5. Serão considerados o coeficiente dinâmico Ψ e o coeficiente de majoração da carga Mx nos seus valores máximos: Ψ = 1,60 (considera o impacto de colocação da carga) Mx = 1,45

σ tA = σ A × ψ × M x = 4,45 × 1,6 × 1,45 = 10,324 (kgf/mm 2 ) Portanto, a tensão na secção crítica a ser considerada é: σtA = 10,324 (kgf/mm2) (6) Tensão admissível do material: A definição da tensão admissível está diretamente relacionada com o critério de dimensionamento do equipamento. Este critério é estabelecido entre o cliente e fornecedor e deve seguir alguma norma de construção aplicada ao tipo de equipamento. Neste caso o material de construção da estrutura é o ASTM A36, cujas propriedades são: σescoamento = 250 Mpa = 25,5 (kgf/mm2) σruptura = 400 Mpa = 40,8 (kgf/mm2) A tensão admissível conforme NBR 8400 para σescoamento/ σruptura = 0,625 < 0,7, será: σadm. = σescoamento/1,5 = 17 (kgf/mm2) A tensão admissível com relação à fadiga é definida nos gráficos e tabelas do Anexo G da NBR 8400. Para o aço ASTM A36 obtemos que o valor de tensão admissível quanto a fadiga para estrutura de construção soldada é da ordem de 16 (kgf/mm2). Verificamos que os valores das tensões admissíveis são superiores ao valor da tensão de trabalho. O dimensionamento dos demais componentes da estrutura do veículo também deve seguir o mesmo procedimento adotado para a viga principal. Algumas partes estão sujeitas a esforços elevados Estas regiões estão localizadas nos suportes da panela e nos apoios da estrutura sobre os conjuntos de acionamento. Nestes casos devem ser previstos reforços para garantir que não sejam ultrapassadas as tensões admissíveis. Para cálculos mais precisos, principalmente devido a influência de concentração de tensões, existem os programas de elementos finitos.

2.3.Projeto do Sistema de Acionamento: 2.3.1. Definição do Arranjo do Sistema de Acionamento: O sistema de acionamento do veículo é constituído pelo motor, eixos de transmissão, acoplamentos, redutores, engrenagens, rodas e demais componentes responsáveis pelo movimento de translação. Existem diversos tipos de acionamentos para veículos. As principais variações existentes estão no tipo de motor utilizado, número de rodas motrizes e na quantidade de motores para um mesmo veículo. A instalação do acionamento na estrutura requer uma série de cuidados de projeto, principalmente para garantir facilidades de instalação, manutenção e boa estabilidade durante o deslocamento. A figura 4 apresenta um arranjo típico de acionamento, o qual é adotado no carro de transferência de panela da figura 1.a. Este sistema apresenta simplicidade para a instalação. Porém, algumas características deste acionamento podem ter desvantagens com relação a outras soluções. A motorização única requer cuidados, pois a falha do motor impedirá o funcionamento do equipamento. As engrenagens e pinhão sem protenção apresentam desgaste excessivo, o que requer trocas periódica destes componentes. A figura 1.b apresenta uma vista em planta de um veículo com quatro conjuntos de acionamento independentes. Para situações de emergência este equipamento esta dimensionado para trabalhar com apenas dois conjuntos motrizes. A redução é feita por redutor fechado, não existindo nenhuma engrenagem exposta. Os custos de instalação deste sistema é superior ao representado na figura 4, porém a confiabilidade será muito superior.

Engrenagens Acoplamentos Redutor

Motor Freio Rodas Motrizes

Rodas Movidas

Figura 4: Arranjo de um Sistema de Motorização para um Carro de Transferência de Panelas

2.3.2. Cálculo da Redução: A redução do sistema de acionamento deve garantir que a velocidade do veículo esteja dentro do valor estabelecido na especificação. Os fatores que influenciam no dimensionamento são: rotação do motor e diâmetro da roda. Considerando um veículo com velocidade de translação V, a rotação nr da roda de diâmetro dr deverá ser:

nr =

V π × dr

Considerando um motor de rotação nm, a taxa de redução total it será:

it =

nm nr

Substituindo a equação da rotação da roda tem-se:

it =

π × dr × nm V

A redução pode ser feita em um único redutor (figura 1.b) ou em reduções consecutivas (figura 1.a e figura 4). 2.3.3. Cálculo dos Elementos da Transmissão: A translação do veículo é obtida pela transmissão do conjugado do motor (torque) até as rodas motrizes através de um conjuntos de elementos mecânicos dimensionados para atender às condições da aplicação. Na construção da transmissão existem componentes que são selecionados nos catálogos dos fabricantes e outros projetados para atender as condições específicas da aplicação. Para alguns casos o conjunto de transmissão pode ser padronizado, sendo selecionado no catálogo do fabricante com base nas condições de carga e adaptado à geometria do veículo (figura 5 aplicado no carro 1.b). Determinadas aplicações exigem que alguns componentes, como eixos, engrenagens e às vezes o próprio redutor, sejam projetados para as condições específicas (figura 4 aplicado no carro 1.a). Todos os componentes do sistema de transmissão, especificados através de catálogos ou projetados, devem atender aos requisitos da norma adotada para o dimensionamento do veículo. Para este caso existem normas específicas deste tipo de equipamento (NBR 8400) e normas aplicadas ao projeto de elementos mecânicos (AGMA, DIN e a própria NBR). Na análise dos esforços da transmissão são definidas as tensões de trabalho, que devem levar em consideração fatores como: tipo de aplicação, ciclo de operação e fator de segurança. Os elementos mecânicos, com base nas caracterísiticas do projeto e material especificado, devem possuir tensões admissíveis superiores às tensões de trabalho. O critério de dimensionamento aplicado pode considerar a ruptura, fadiga ou o desgaste, dependendo do tipo de componente. Na determinação das tensões admissíveis são considerados, além das propriedades do material, fatores como: dimensões da peça, concentração de tensões, corrosão e acabamento superficial.

Figura 5: Motorização aplicada no Veículo da Figura 1.b – Acionamento direto na roda 2.3.4. Exemplo de Cálculo: Para exemplificar o cálculo de um sistema de transmissão será utilizado o acionamento representado na figura 4. A seguir são apresentados os cálculos e especificações dos principais elementos deste sistema de transmissão. a) Especificação do Motor: No item 2.1.3. foi calculada a potência mínima requerida para o motor elétrico, sendo obtido o valor de 57,81 (KW). Para as condições reais da aplicação este veículo também deve ser utilizado para algumas operações de emergência. Nestas situações este veículo será utilizado para rebocar outro equipamento no mesmo caminho de rolamento (ver memorial de cálculo Kawasaki). Nesta condição será necessária uma potência de 75 (KW), já considerando a disponibilidade de motores padronizados. A especificação da rotação do motor depende do diâmetro da roda e da redução total do sistema. O valor do diâmetro da roda é definido em função do peso total do veículo e da carga, conforme item e.1.4 este valor é de 800 mm. A taxa de redução é definida em conjunto com a rotação do motor. A rotação do motor é definida pelo número de polos. Neste caso será adotado um motor de 900 rpm, 8 pólos. Para motores com rotação superior seria necessária uma taxa de redução muito elevada para o espaço disponível. Com este motor a taxa de redução total será de 1/56,55, conforme equação do item 2.3.2. A especificação completa do motor é a seguinte:

Item

Valor

Potência Número de Polos Fator ED Rotação Carcaça Normalizada Classe de Isolação Voltagem Frequência GD2 Corrente máxima do motor Torque máximo do motor Torque na partida

75 KW 8 40% 900 rpm 315 M F 440 V 60 Hz 24 kgxm2 130 Ampéres 81 kgfxm x 150% 81 kgfxm x 100%

Observação Dimernsionamento Define a rotação Classe de Utilização Definido pela velocidade Ver catálogo fornecedor Característica da Aplicação Alimentação elétrica Alimentação elétrica Θ = GD2/4 (ver. unidades) Especificação do motor Controle do Painel Controle do Painel

Tabela 4: Especificações do Motor de Acionamento A escolha do motor é feita nos catálogos dos fabricantes com base nas especificações da tabela. b) Especificação do Freio: As especificações do freio devem seguir as características do motor. Para esta aplicação o torque nominal do freio deve ser o mesmo do motor.

Item Tipo Torque de Frenagem Fator ED Frequência Utilização GD2 Voltagem Frequência

Valor Freio Eletromagnético 81 kgfxm 40% 300 frenagens/hora 6,3 kgxm2 440 V 60 Hz

Observação Freio de Sapatas Dimensionamento Classe de Utilização Aplicação Alimentação elétrica Alimentação elétrica

Tabela 5: Especificações do Freio c) Redutor: O dimensionamento do redutor deve atender as características geométricas e a capacidade de carga requerida do equipamento. As dimensões do redutor tem grande influencia no dimensionamento dos demais componentes do sistema de acionamento.. Preferencialmente deve ser verificada a possibilidade de um redutor padronizado. Neste caso o redutor é selecionado em um catálogo do fabricante, observando criteriosamente as condições exigidas na utilização, tais como: potência, rotação, lubrificação, vedações, fator de serviço, capacidade térmica, dimensões de eixos de entrada e saída. Determinadas situações podem exigir um redutor especial, projetado para atender as condições específicas do equipamento. O projeto deve observar todos os detalhes referentes à aplicação, seguindo os critérios previstos nas normas de referência. O critério mais utilizado no dimensionamento dos redutores é definnido pelas Normas AGMA (American Gear Manufactures Association). Na sequência para o dimensionamento do redutor, o primeiro fator a ser considerado é a redução necessária. Este valor, calculado pela relação entre a rotação de saída e entrada, define o número

ideal de pares de engrenamento com os respectivos número de dentes. Em seguida podem ser verificadas as dimensões das engrenagens pela capacidade de carga requerida pelo equipamento. Após a definição das dimensões das engrenagens, são calculados os eixos, rolamentos, chavetas e demais componentes da carcaça do redutor. Este cálculo deve atender os critérios de dimensionamento mencionados anteriormente. A figura 6 apresenta os componentes rotativos do redutor do veiculo que serão dimensionados em seguida:

Engrenagem de Saída

Eixo de Saída

Saída p/Rodas

Saída p/Rodas

Rolamento Eixo de Saída Engrenagem Intermediária

Rolamento Eixo Intermediária Eixo Pinhão Intermediário

Motor de Acionamento

Eixo Pinhão de Entrada

Rolamento Eixo de Entrada

Figura 6: Conjunto Rotativo do Redutor do Veículo

c.1) Dimensionamento das Engrenagens: Este redutor terá a redução total de 1/28,91, sendo a redução final realizada pela transmissão por engrenagem das rodas. Os critérios de cálculo seguem a Norma AGMA 420.04 (Practice for Enclosesd Speed Reducers or Increasers Using Spur, Helical, Herringbone and Spiral Bevel Gears). A tabela 6 a seguir apresenta as características geométricas básicas para a verificação do dimensionamento das engrenagens. O dimensionamento destas engreagens deve atender dois requisitos para garantir o desempenho requerido: - Resistência do dente à fadiga: (AGMA 420.04 e AGMA 221.02) - Resistência do dente ao desgaste: (AGMA 420.04 e AGMA 211.02)

Especificação Potência Requerida de Projeto Rotação de Entrada Rotação de Saída Redução Aplicação

Dados Para Projeto 75 KW (104 HP) 900 rpm 31,14 rpm (3,26 rd/s) 1/28,9 Translação de Carro de Transferência

Dados Gerais das Engrenagens Primeiro Par Segundo Par Ref. Nome Pinhão Coroa Pinhão Coroa - Tipo de Engrenagem Engrenagem Helicoidal Engrenagem Helicoidal D.P. Diametral Pitch Normal (1) 4,233 3,175 o Φn Ângulo de Pressão Normal 20 20o Φa Ângulo de Pressão Axial 20o33’ 20o12’ N Número de Dentes 16 (LH) 89 (RH) 15 (RH) 78 (LH) ψ Ângulo de Hélice (2) 13o32’10” 13o32’10” 8o21’53” 8o21’53” d Diâmetro Primitivo (Pitch Diam.) (3) 3,8875 21,624 4,775 24,831 - Material A322 (4140) A576(1045) A322(4140) A576(1045) HB Dureza Brinell 320oï10o 260oï10o 320oï10o 260oï10o 1) O Diametral Pitch relaciona-se com o módulo da engrenagem do sistema métrico na expressão (valores na direção normal ao dente):

DPn =

N d × CosΨ ; (m n = ) d × CosΨ N

2) Ângulo de hélice de engrenagens helicoidais: RH LH

→ Hélice à Direita (Right) → Hélice à Esquerda (Left)

3) O “Pitch Diameter” é o mesmo que o circulo primitivo. As engrenagens não sofreram correção nos dentes. Observação: Existem recomendações sobre as dimensões básicas para engrenagens. Recomenda-se para estas informações de projeto as seguintes literaturas complementares: Darle W. Dudley, Gear Handbook, McGrawHill. Joseph Edward Shigley, Mechanical Engineering Design, McGrawHill. Tabela 6: Especificações Gerais do Redutor – Requisitos da Aplicação e Condições de Projeto

1) Resistência do dente à fadiga: refere-se à capacidade da engrenagem transmitir a potência requerida sem que ocorra a ruptura do dente por fadiga:

Paf =

np × d × K v 126000 × K o

×

S × KL F J × × af K m K s × Pd K R × K T

P af = K 1 × K 2 × K 3 ×

J Pd

(AGMA 221.02)

(AGMA 420.04)

No caso do dimensionamento pela AGMA 420.04 a Potência de Serviço será obtida por:

Potência de Serviço =

Paf CSF

CSF corresponde ao fator de serviço conforme a aplicação (ver AGMA 420.04). Os valores referentes aos cálculos das engrenagens da figura 6 são mostrados na tabela 6.

Ref. Nome 1.o Par 2.o Par np,ng Rotação pinhão/coroa (rpm) 900/161,79 161,79/31,14 d Diâmetro Primitivo pinhão/coroa (in) 3,8875/21,624 4,775/24,831 Kv Ko F Km J (1) Ks Pd Saf KL KR KT V K1 K2 K3

Fator Dinâmico 78 (78 + v ) Fator de Sobrecarga Largura Efetiva do Dente Fator de Distribuição de Carga Fator de Geometria Pinhão/Coroa Fator de Trabalho Diametral Pitch Transversal Tensão Admissível Fadiga P/C Fator de Vida Fator de Segurança Fator de Temperatura Velocidade Tangencial PD (ft/min) np × d ×Kv 126000 F Km

S af × K L

0,85 1,00 4,724 1,50 0,42/0,58 1,00 4,115 49000/42800 1,00 1,00 1,00 915,6

0,92

Observação Especificação Motor ver desenho AGMA 221.02 pag. 6

1,00 AGMA 221.02 tab. 3 10 ver desenho 1,50 AGMA 221.02 item 6 0,40/0,57 AGMA 221.02 apend. 1,00 AGMA 221.02 item 7 3,175 AGMA 221.02 item 2 49000/42800 AGMA A221.02 fig 7 1,00 AGMA 221.02 tab. 6 1,00 AGMA 221.02 tab. 4 1,00 AGMA 221.02 item 12 202,26 V = π.d.n/12

0,025

0,005

AGMA 420.04 fig. C4

3,7

6,9

AGMA 420.04 fig. C7

49000/42800

49000/42800

AGMA 420.04 fig. C9

(1) O valor de J é obtido com precisão no Apêndice A da norma AGMA 221.02. Tabela 7: Valores Referentes ao Cálculo de Resistência à Fadiga AGMA 420.04 e AGMA 221.02

Substituindo os valores nas fórmulas tem-se:

Primeiro Par AGMA 221.02. Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Fadiga

Paf = - Pinhão:

900 × 3,8875 × 0,85 4,724 0,42 49000 × 1 × × × 126000 × 1,0 1,5 1 × 4,115 1× 1 Paf = 371,75 (HP)

Paf = - Engrenagem:

161,79 × 21,624 × 0,85 4,724 0,58 42800 × 1 × × × 126000 × 1 1,5 1 × 4,115 1× 1 Paf = 448,40 (HP)

AGMA 420.04. Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Fadiga

Paf = 0,025 × 3,7 × 49000 × - Pinhão:

0,42 4,115

Paf = 462,60 (HP)

Paf = 0,025 × 3,7 × 42800 × - Engrenagem

0,58 4,115

Paf = 558,00 (HP)

Todos os valores obtidos acima são superiores ao valor requerido de 104 HP. No caso da AGMA 420.04 está previsto a utilização do fator CSF, cujo valor máximo neste casoé 2. Neste caso o valor mínimo de potência será 231,3 HP (considerando o pinhão) que é superior ao valor requerido de 104 HP. No caso da AGMA 221.02 o fator Ko considerado com valor superior a 1, sendo o valor máximo da tabela 3 igual a 2,25. Neste caso a potência admissível será de 165,22 HP (considerando o pinhão), que ainda é superior ao valor requerido de 104 HP. Portanto, mesmo considerando as condições mais severas de dimensionamento, o primeiro par de engrenagens atende às condições com relação à ruptura do dente por fadiga. Para o caso do segundo par, os valores são obtidos a seguir:

Segundo Par AGMA 221.02. Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Fadiga

Paf = - Pinhão:

161,79 × 4,775 × 0,92 10 0,40 49000 × 1 × × × 126000 × 1,0 1,5 1 × 3,175 1×1 Paf = 232,15 (HP)

Paf = - Engrenagem

31,14 × 24,831 × 0,92 10 0,57 42800 × 1 × × × 126000 × 1 1,5 1 × 3,175 1×1 Paf = 289,20 (HP)

AGMA 420.04. Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Fadiga

Paf = 0,005 × 6,9 × 49000 × - Pinhão:

0,40 3,175

Paf = 212,98 (HP)

Paf = 0,005 × 6,9 × 42800 × - Engrenagem

0,57 3,175

Paf = 265,10 (HP) Considerando os valores anteriores para os coeficientes de serviço, tem-se: AGMA 221.02: Paf = 103,17 (no limite). AGMA 420.04: Paf = 106,49 (no limite). 2) Resistência do dente ao desgaste: neste caso é verificada a capacidade de transmissão de potência sem que ocorra o desgaste das superfícies de contato dos dentes do pinhão, conforme o ciclo de trabalho considerado no cálculo.

Pac =

⎡ S × d CL × CH ⎤ I × Cv × ⎢ ac × ⎥ 126000 C s C m C f C o ⎢⎣ C p C T × C R ⎦⎥ np × F

×

Pac = C1 × C 2 × C 3 × C4

(AGMA 211.02)

(AGMA 420.04)

1.o Par 900/161,79 4,724 0,237 0,72

2.o Par 161,79/31,14 10 0,230 0,85

Observação Especificação Motor ver desenho AGMA 211.02 AGMA 211.02 fig. 6

Cs Cm Cf Co Saf d CP CL CH CT CR C1

Nome Rotação pinhão/coroa (rpm) Largura Efetiva do Dente Fator de Geometria Fator Dinâmico 78 78 + V Fator de Tamanho Fator de Distribuição de Carga Fator de Condição da Superfície Fator de Sobrecarga Tensão Admissível de Contato Diâmetro Primitivo Pinhão/Coroa (in) Coeficiente de Elasticidade Fator de Vida Fator de Relação de Dureza Fator de Temperatura Fator de Segurança n p × d 2 × C v 126000

1,0 1,50 1,0 1,00 120000 3,8875 2300 1,0 1,01 1,0 1,0 0,075

1,0 1,50 1,0 1,00 120000 4,775 2300 1,0 1,01 1,0 1,0 0,023

AGMA 211.02 item 7 AGMA 211.02 tab. 1 AGMA 211.02 item 8 AGMA 211.02 tab. 2 AGMA 211.02 tab. 5 ver desenho AGMA 211.02 tab. 6 AGMA 211.02 fig. 7 AGMA 211.02 fig. 8 AGMA 211.02 item 13 AGMA 211.02 tab. 2 AGMA 420.04 fig. A8/A14

C2

F / Cm

3,5

7,4

AGMA 420.04 fig. A15

C3

⎛ m G ⎞ ⎛ S ac ⎞ ⎟ ⎟⎟ × ⎜ 0,225 × ⎜⎜ ⎜C ⎟ − m 1 ⎝ G ⎠ ⎝ p⎠

720

710

AGMA 420.04 fig. A18

1

1

AGMA 420.04 fig. A20

Ref. np,ng F I(1) Cv

(

(CL )2

C4

)

(1) O valor de I é obtido com precisão no Apêndice A da norma AGMA 211.02 de fev. 1969. Tabela 8:Valores Referentes ao Cálculo de Resistência ao Desgaste AGMA 420.04 e AGMA 211.02

Pinhão do Primeiro Par - Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Desgaste AGMA 211.02

900 × 4,724 0,237 × 0,72 ⎛ 120000 × 0,72 1 × 1,01 ⎞ × ×⎜ × Pac = ⎟ 126000 1 × 1,5 × 1 × 1 ⎝ 2300 1× 1 ⎠

2

Pac = 161,0 (HP) AGMA 420.04

Pac = 0,075 × 3,5 × 720 × 1

Pac = 189 (HP) Pinhão do Segundo Par - Capacidade de Potência pela Resistência do Dente - Desgaste

AGMA 211.02

161,79 × 10 0,23 × 0,85 ⎛ 120000 × 4,775 1 × 1,01 ⎞ × Pac = ×⎜ × ⎟ 126000 1 × 1,5 × 1 × 1 ⎝ 2300 1× 1 ⎠

2

Pac = 106 (HP) AGMA 420.04

Pac = 0,023 × 7,4 × 710 × 1 Pac = 120,8 (HP)

Neste caso o pinhão do segundo par esta no limite de dimensionamento. O fator de sobrecarga (AGMA 211.02) e o fator de serviço (AGMA 420.04) foram considerados iguais a 1.

c.2) Dimensionamento dos Eixos e Rolamentos: c.2.1) Eixo de Entrada:

Wr

W

n

Wa

t Wt

Forças Atuantes no Dente

I

II

Wt1 900 rpm

Wa

R2

R1

Figura 7: Distribuição de Forças no Eixo Pinhão de Entrada c.2.1.1) Cálculo das Forças de Engrenamento: Com base na figura 7 obtemos os seguintes valores para as forças de engrenamento: Força Radial Força Tangencial Força Axial

Wr = Wt = Wa =

W.SenΦn W.CosΦn.Cosψ W.CosΦn.Senψ

Φn = 20o e ψ = 13,54o. O valor da Força Tangencial pode ser obtida na equação do torque transmitido:

T1 =

Wt1 =

P 75000 (W) = = 795,8 (N × m) ω1 94,25 (rd s) T1 × 2 795,8 × 2 × 1000 = = 16119 (N) d p1 3,8875 × 25,4

Os valores das forças de engrenamento são:

Força Radial: Força Tangencial: Força Normal: Força Axial:

Wr1 = Wt1 = W1 = Wa1 =

6.034,6 (N) 16.119 (N) 17.644 (N) 3.882 (N)

c.2.1.2) Reações de Apoio: As forças serão divididas em dois planos: plano das forças radiais e forças tangenciais. ΣF = 0 ΣM = 0 R 1r + R 2r = 6034,6 R 2r × 105 = R 1r × 375

R 1t + R 2 t = 16119 R 2 t × 105 = R 1t × 375 Plano Radial Plano Tangencial

R1r = 1320 (N) R1t = 3526 (N)

R2r = 4715 (N) R2t = 12593 (N)

c.2.1.3) Verificação da secção I, cálculo da tensão equivalente: Cálculo do momento na secção crítica I. M Ir = R 2r × 167,5 − Wr 1 × 62,5 = 789762,5 − 377187,5 = 412575

M It = R 2 t × 167,5 − Wt 1 × 62,5 = 2109327,5 − 1007437,5 = 1101890 2

2

M If = M Ir + M It = 1176596,7 (Nxmm) (Momento de Flexão) M It = T1 = 795800 (Nxmm) (Momento de Torção) Aplicando o critério de resistência para tensões compostas, temos:

Me =

1 ⎛ 2 2 × ⎜ M f + M f + M t ⎞⎟ ⎠ 2 ⎝

Para facilidade de cálculo será utilizado o valor de Mf e Mt em Kgfxcm: Mf = 11994 (Kgfxcm) Mt = 8112 (Kgfxcm)

M Ie =

(

)

1 × 11994 + 11994 2 + 8112 2 = 13237 (Kgf × cm) 2

O valor da tensão equivalente na secção crítica, com diâmetro de 83 mm, será obtida na equação: σ Ie =

M Ie M Ie × 32 13237 × 32 = = 3 Z fI π × 8, 3 3 π × dI

∴

σ Ie = 236 (Kgf/cm 2 )

σ Ie = 2,36 (Kgf/mm 2 ) A Tensão Admissível de Fadiga da Secção I (σIaf) será considerada conforme recomendações da NBR 8400 Apêndice H.

σ Iaf =

σ Ifa K If

O Limite de Resistência à Fadiga do Material (σIfa) é obtido nos gráficos de propriedades do material. Considerando a NBR 8400, para o aço de 70 daN/mm2 (Figura 40), tem-se:

σ Ifa = 35 (daN/mm 2 ) = 35,7 (Kgf/mm 2 ) O Coeficiente de Concentração de Tensões da Secção I (KIf), conforme NBR 8400, é definido por: K If = K Is × K Id × K Iu × K Ic Os valores dos coeficientes são: Coeficiente de Forma Coeficiente de Dimensão Coeficiente de Rugosidade Coeficiente de Corrosão

K1s K1d K1u K1c

= = = =

2 1,65 1 1

Figuras 41 e 42 Item H.3.2 Figura 43 Figura 43

O valor do Coeficiente de Concentração de Tensões é: K If = 2 × 1,65 × 1 × 1 = 3,30

O valor da Tensão Admissível de Fadiga será:

σ Iaf =

σ Ifa 35,7 = = 10,82 (Kgf/mm 2 ) (Este valor pela AGMA é de 14,64) K If 3,30

Portanto:

σ Iaf > σ Ie = 2,36 (Kgf/mm 2 ) O valor da Tensão Admissível de Fadiga é superior ao valor da Tensão Equivalente. c.2.1.4) Verificação da secção II, cálculo da torção: Cálculo da tensão de cisalhamento devido à torção na secção II de 80 mm de diâmetro.

τ IIt =

M It 8112 × 16 = = 0,81 (Kgf/mm 2 ) Z t1 π × 83

A Tensão Admissível de Fadiga, com relação ao cisalhamento, também pode ser obtida através da NBR 8400, sendo o valor para este caso de τIIaf = 6,18 (Kgf/mm2). Portanto, para a secção II a tensão admissível é superior ao valor da tensão aplicada. c.2.1.5) Esmagamento da Chaveta:

Fe

Figura 8: Esforço na Chaveta do Eixo de Entrada Considerando a equação do torque para a região da chaveta, tem-se:

Fe =

T1 8112 8112 = = ∴ Fe = 2028 (Kgf) d 2 8/ 2 4

A força é aplicada na face da chaveta, causando a tensão de compressão:

σ ec =

2028 ∴ σ ec = 2,54 (Kgf/mm 2 ) 7 × 114

Considerando a chaveta de AISI 1045 a Tensão Admissível na Chaveta, conforme AGMA 420.04, é de: σac = 21,43 (Kgf/mm2). A Tensão Admissível é superior ã tensão de esmagamento na chaveta. Mesmo considerando um Fator de Serviço igual a 2, não existe problema de esmagamento na chaveta. c.2.1.6) Rolamento do Eixo de Entrada: As dimensões do eixo definem o diâmetro interno do rolamento. Para estes redutores normalmente são utilizados rolamentos de rolos cônicos ou autocompensadores de rolo. Neste caso é utilizado o rolamento autocompensador de rolos 22218. No dimensionamento do rolamento deve ser definida a vida útil quanto a fadiga, que depende da aplicação. Para veículos com utilização de 24 horas diárias em serviço contínuo, recomenda-se a vida mínima quanto a fadiga com confiabilidade de 90% (L10h) de 40.000 horas. Os critérios de cálculo estão de acordo com o Catálogo Geral da SKF 1990-00 número 4000 PB. Primeiramente deve ser determinada a Carga Dinâmica Equivalente (Ver item c.2.1.1 e c.2.1.2).

P = X × Fr + Y × Fa

Para a condição de melhor distribuição de carga o rolamento fixo, que recebe a carga axial, neste caso deve ficar do lado de menor carga radial. A reação R1 é menor do que R2, portanto a carga axial deve ser aplicada do lado de R1.

2

F1r = R 1r + R 1t

2

∴ F1r = 384 (Kgf)

Fa = Wa ∴ Fa = 396 (Kgf) Pelo critério de dimensionamento, sendo Fa/Fr = 1,03 > e (e = 0,24), tem-se: X = 0,67 e Y = Y2 = 4,40. P1 = 0,67 × 384 + 4,40 × 396 = 257,28 + 1742.4 = 2000 (Kgf)

A Capacidade de Carga Dinâmica do Rolamento é: C = 253000 (N) = 25790 (Kgf) Aplicando a equação é calculada a vida para o rolamento fixo na posição 1 do eixo de entrada:

L 10h1

1.000.000 ⎛ C ⎞ = × ⎜⎜ ⎟⎟ 60 × n ⎝ P1 ⎠

10

3

1.000.000 ⎛ 25790 ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × 900 ⎝ 2000 ⎠

10

3

L 10h1 = 93.112 horas O rolamento atende a aplicação pois o valor calculado é superior a 40.000 horas. No caso da posição 2, que somente recebe a carga radial (rolamento livre) tem-se:

F2r = R 2r + R 2 t ∴ F2r = 1371 (Kgf) P2 = F2r = 1371 (Kgf)

A vida com relação a fadiga será:

L10h2

1.000.000 ⎛ 25790 ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × 900 ⎝ 1371 ⎠

10

3

∴ L10h2 = 327.834 horas

c.2.2) Eixo Intermediário: Os cálculos seguem procedimento semelhante ao item c.2.1. A figura 9 apresenta a distribuição das forças.

Verificar neste caso o sentido dos ângulos de hélice das engrenagens, que garantem uma compensação das cargas axiais no rolamento fixo (autocompensador 22220). Para a construção dos planos de ação das forças radiais e tangenciais devem ser observadas as condições do primeiro e segundo engrenamento. As seccões críticas também estão apresentadas na figura 9.

III

IV

Wr2 Wt2

161,80 rpm 16,94 rd/s

Wa1 Wt1

Wa2

Wr1

Esquema das Forças de Engrenamento

R4

R3

Figura 9: Distribuição de Forças no Eixo Intermediário

c.2.3) Eixo de Saída: Os cálculos referentes ao eixo de saída devem levar em consideração os dados da figura 10. O rolamento utilizado é o autocompensador 23034. Para o dimensionamento devem ser efetuadas as mesmas considerações dos eixos anteriores. As forças radial, tangencial e axial correspondem aos mesmos valores do pinhão do eixo intermediário. Neste eixo o torque é transmitido nas duas pontas de eixo, devendo ser efetuada a verificação da chaveta.

VI

VI

V

Wa2

3,26 rd/s

3,26 rd/s R6

R5

Figura 10: Distribuição de Forças no Eixo Pinhão de Saída

c.3) Componentes Diversos: Após o dimensionamento dos componentes principais, eixos e engrenagens, a carcaça deve ser projetada e os demais componentes do redutor devem ser especificados. Estes componentes são: tampas, elementos de junção (porca, parafusos, arruelas), elementos de vedação (retentores e juntas), espaçadores, visor de nível de óleo e respiros. Posteriormente deve ser analisado o sistema de lubrificação a ser utilizado. Normalmente o método de lubrificação é o banho de óleo. Para condições mais severas pode ser necessária a lubrificação circulatória, incluido o resfriamento do óleo. Esta condição pode ser avaliada através da norma AGMA 420.04, considerando o cálculo da potência térmica do redutor. d) Acoplamentos e Eixos de Transmissão: Estes componentes são utilizados para transmitir o torque desde o motor, passando pelo redutor até atingir o eixo de acionamento das rodas motrizes. Os fatores que determinam o dimensionamento são: torque e rotação. No caso dos acoplamentos devem ser utilizados componentes padronizados. Existem diversos tipos e modelos de acoplamentos que podem ser aplicados nos equipamentos de movimentação de carga. Atualmente existem modelos com elastômeros que ocupam espaço nas diversas partes da transmissão, este tipo de acoplamento não necessitam a lubrificação. Para os equipamentos de maior capacidade normalmente o acoplamento mais utilizado é o de engrenagens. A especificação feita com utilização do catálogo do fabricante, considerando o torque e a rotação no ponto da instalação, também deve considerar o fator de serviço para a aplicação. Porém, na maioria das aplicações o fator determinante para a especificação destes acoplamentos é o diâmetro do eixo no local da instalação. Estes componentes tem a limitação do furo máximo no cubo, sendo em muitos casos necessário um acoplamento com capacidade de transmissão de torque superior ao especificado em função da limitação do furo. Recomenda-se para maiores detalhes utilizar o catálogo dos fabricantes.

Considerando como exemplo o acoplamento entre o motor e o redutor, o torque transmitido é de 8112 (Kgfxcm). Para um fator de serviço de dois, o torque para especificação é de 16224 (Kgfxcm). Este torque pode ser transmitido por um acoplamento do tamanho 1015G, porém o furo máximo neste caso é de 65 mm, sendo que o eixo do redutor tem 80 mm e o redutor 95 mm. Para atender esta condição é especificado um acoplamento tamanho 1030G, que pode transmitir até 123343 (kgfxcm). Estes dados foram obtidos do catálogo da PTI. No caso dos eixos de transmissão deve ser verificada a tensão máxima de trabalho devido ao torque em relação a tensão admissível do material. No dimensionamento do redutor foi descrito o procedimento para esta análise. Além da verificação da tensão, estes eixos devem ser verificados com relação ao ângulo de torção. Para algumas aplicações pode ser necessário eixo de comprimento elevado, colocando em risco a estabilidade do eixo devido ao ângulo de torção acima do admissível. Neste caso é necessário subdividir o eixo de transmissão de acordo com a necessidade do sistema de acionamento. e) Conjuntos de Rodas: A figura 4 mostra o arranjo escolhido para o sistema de acionamento e conjuntos de rodas. Neste modelo serão utilizados dois conjuntos de rodas motrizes e dois conjuntos de rodas movidos. A seguir são apresentados os critérios para o dimensionamento destes componentes. e.1) Conjunto de Rodas Motrizes: A figura 11 apresenta as características do conjunto de rodas motrizes. As cargas aplicadas neste componente são provenientes do acionamento do eixo pinhão e do peso aplicado às rodas. e.1.1) Eixo Pinhão do Acionamento: O carro possui dois conjuntos de rodas motrizes, conforme construção da figura 4. O torque de saída do redutor é divido para os dois eixos de transmissão, 50% para cada lado. Para calcular a tensão máxima de trabalho devem ser analisados os esforços aplicados ao eixo pinhão de acionamento. Estes esforços são constituidos pelo torque transmitido pelo redutor e pelas forças de engrenamento. O torque é definido pela seguinte expressão:

T3 =

Torque de Saída Potência do Motor Veloc. Ang. De Saída Fator de Choque

T3 P ω3 Kc

1 ⎛ P ×⎜ 2 ⎜⎝ ω 3

⎞ ⎟⎟ × K c ⎠

= 14.950 (N x m) 50% para cada lado = 75.000 (watts) sem considerar eficiência = 3,26 (rd/s) = 1,3 movimento com reversão

A partir do valor do torque podem ser calculados os valores das forças de engrenamento. Em seguida são obtidas as tensões de flexão, torção e a tensão combinada. Este valor é comparado com a tensão admissível do material do eixo de transmissão.

Figura 11: Conjunto de Rodas Motriz

e.1.2) Engrenamento da Roda: O pinhão aciona duas rodas simultaneamente, através de engrenagens de dentes retos acopladas diretamente ao eixo das rodas motrizes. Os dados dimensionais das engrenagens são definidos na tabela abaixo: Engrenamento do Conjunto de Rodas Pinhão Engrenagem Tipo de Dente Dentes Retos Perfil Módulo Normal Forma do Dente Perfil Envolvente Módulo 13 Ângulo de Pressão 20o Número de Dentes 28 54 Diâmetro Primitivo 364 702 Backlash 0,2 Ferramenta HOB Precisão (DIN) Grau 9 o Dureza (HB) 320 10 280o10 Tabela 9: Engrenamento do Conjunto de Rodas Para o cálculo das potências admissíveis quanto à fadiga e o desgaste devem ser utilizadas as normas AGMA. e.1.3) Rolamentos do Eixo Pinhão: Para o cálculo dos rolamentos devem ser utilizadas as reações de apoio calculadas no dimensionamento do eixo, item e.1.1. A vida útil recomendada quanto a fadiga deve ser superior a 40.000 horas. e.1.4) Rodas: As rodas recebem os esforços devido ao peso próprio do carro e o peso da carga, que totaliza 260 toneladas para este veículo. As rodas não recebem exatamente o mesmo valor da carga, pois o centro de gravidade do conjunto não é simétrico. No item 2.2.3 foi calculada a reação dos apoios na estrutura. Apesar da diferença entre R1 e R2, podemos verificar que os valores são próximos. Além disso as rodas suportam o peso próprio do conjunto de rodas. A carga máxima aplicada em uma roda motriz (que corresponde ao maior valor de carga) é de 325000 (N). O dimensionamento da roda é feito com base na expressão básica descrita abaixo:

Kf =

Pressão de Contato Carga aplicada Diâmetro da Roda Largura de Contato com Trilho

Kf Pr D B

Pr D× B

= 4,836 (N/mm2) = 325.000 (N) = 800 (mm) = 84 (mm)

Deve ser menor que a Pressão Limite (1) Calculada a partir da carga total. Dimensão da roda. Dimensão do trilho.

A Pressão de Contato define o material a ser especificado para a roda. Esta especificação deve ser efetuada com referência nos catálogos dos fabricantes especializados, que estabelecem as condições para a Pressão Limite (1). A Norma NBR 8400 também estabelece o critério para determinação do material da roda com base na Pressão Limite (1) (ver item 6.7.4 da Norma). Considerando o critério da NBR 8400 temos: K f ≤ Plim × c1 × c 2

Os valores dos coeficientes obtidos na norma são: c1 = 1,09 e c2 = 0,8. Portanto:

Plim ≥

Kf c1 × c 2

O que determina uma Plim 5,55 (N/mm2). A tensão de ruptura do material deverá ser superior a 600 (N/mm2) (NBR 8400 – Tabela 30). e.1.5) Eixo das Rodas: Os eixos das rodas também devem ser calculados considerando como uma viga bi-apoiada. Os valores das cargas e reações de apoio são obtidos a partir da carga aplicada à roda (Pr). e.1.6) Rolamentos das Rodas: Normalmente são aplicados rolamentos autocompensadores de rolos. Para alguns casos também são utilizados rolamentos de rolos cilindricos e rolamentos de rolos cônicos. No cálculo da carga dinâmica equivalente deve ser considerada a carga radial devido ao esforço aplicado na roda e a carga axial deve ser considerada em torno de 10% da carga radial, pois existem esforços devido ao contato entre a aba da roda e o trilho. O esforço axial não pode ser determinado com precisão através de cálculos, porém o valor de 10% da carga radial é normalmente utilizado para este tipo de cálculo. A vida com relação a fadiga deve ser superior a 40.000 horas para esta aplicação. Para este caso ocorre a mesma situação do dimensionamento dos rolamentos anteriores, normalmente o diâmetro do eixo acaba sendo o fator determinante para a escolha do rolamento. e.1.7) Estrutura do Conjunto de Rodas: A trnsferência das cargas da estrutura principal do carro para as rodas é efetuada através da estrutura do conjunto de rodas. No caso do conjunto motriz esta estrutura também suporta o sistema de acionamento das rodas. O projeto da estrutura do conjunto de rodas requer alguns cuidados especiais principalmente nas regiões de apoio dos rolamentos e dos eixos das rodas, que devem ser reforçados para garantir rigidez suficiente durante a translação do carro. A seguir é apresentada a verificação da secção crítica. A figura 12 apresenta a aplicação das cargas sobre a estrutura do conjunto de rodas. A força F3 corresponde à reação R1 calculada no item 2.2.3, cálculo da estrutura principal. Nos conjutos de rodas motrizes o peso é maior devido ao acionamento e a proteção. Considerando que temos dois conjuntos de rodas motrizes a força F3 será:

F3

R3

B

R3

F3

R3

R3

B

Figura 12: Estrutura do Conjunto de Rodas – Distribuição de Cargas

F3 =

R 1 127200 = ∴ F3 = 63600 (Kgf) 2 2

Considerando a distribuição de cargas da figura 12 obtem-se o valor de R3:

R3 =

63600 ∴ R 3 = 31800 (Kgf) 2

Portanto, o momento em B será:

MB =

F3 × L 63600 × 900 = ∴ M B = 14310000 (Kgf × mm) 4 4

As tensões máximas devem ocorrer em B, secção crítica (figura 13). A secção B não é simétrica, portanto devemos inicialmente determinar o centro de gravidade da secção para obtermos a linha neutra em relação a direção do carregamento vertical. Os valores d1, d2 e d3 representam a distância dos componentes individuais da secção ao centro de gravidade procurado: Temos que: (S1, S2 e S3 são as áreas das secções individuais):

S1 × d1 − S 2 × d 2 − S 3 × d 3 = 0 d1 + d 2 = 327,5 d 3 − d 2 = 152,5 d1 + d 2 = 175

1

LCG

2

3 Figura 13: Secção Crítica do Conjunto de Rodas Substituindo os valores: (70 × 70) × d1 − ( 22 × 280) × (175 − d1 ) − ( 25 × 60) × ( 327,5 × d1 ) = 0

Resolvendo as equações obtem-se: d1, d2 e d3 d1 = 327,5 (mm) 50 (mm) d2 = d3 = 202,5 (mm) O momento de inércia das secções individuais são obtidos abaixo:

I=

I1 =

b × h3 + S × d CG 12

70 × 70 3 + 70 × 70 × 1252 ∴ I 1 = 78563333 (mm 4 ) 12

I2 =

22 × 280 3 + 22 × 280 × 50 2 ∴ I 2 = 55645333 (mm 4 ) 12

I3 =

60 × 25 3 + 60 × 25 × 202,5 2 ∴ I 3 = 61587500 (mm 4 ) 12

O valor de I para a secção B é a soma dos momentos de inércia dos componentes:

I = I 1 + I 2 + I 3 ∴ I = 195796166 (mm 4 )

Os módulos de resistência a flexão superior e inferior são obtidos em função da distância do CG, conforme descrito abaixo:

Z SB =

I d SCG

e Z IB =

I d ICG

Os valores das distâncias ao CG são:

d SCG = 125 + 35 = 160 (mm) d ICG = 202,5 + 12,5 = 215 (mm) Substituindo os valores tem-se: Módulo de Resistência a Flexão Superior ZSB = 1.222.726 (mm3) Módulo de Resistência a Flexão Superior ZIB =

910.680 (mm3)

As tensões atuantes devido as cargas de flexão são:

σ SB =

σ IB =

MB 14310000 = ∴ σ SB = 5,85 (Kgf/mm 2 ) 2 × Z SB 2 × 1223726 MB 14310000 = ∴ σ IB = 7,86 (Kgf/mm 2 ) 2 × Z IB 2 × 910680

A tensão é dividida por 2 porque o conjunto de rodas possui duas vigas principais de sustentação. Aplicando os mesmos conceitos do item 2.2.3 para a secção B tem-se:

σ tIB = σ IB × ψ × M x = 7,86 × 1,6 × 1,45 = 18,24 (kgf/mm 2 ) Neste caso observamos que a tensão de trabalho calculada é superior à tensão admissível quanto à fadiga para o aço ASTM A36, que é de 16 (Kgf/mm2). A tensão calculada é inferior à tensão de escoamento do material, 25,5 (Kgf/mm2), o que admite a aprovação das características geométricas da estrutura do conjunto de rodas. Para uma condição mais segura do desempenho contínuo do equipamento deve-se melhorar as características do conjunto de rodas para obter-se uma tensão inferior a tensão admissível quanto a fadiga. e.2) Conjunto de Rodas Movidas: Os mesmos critérios de dimensionamento aplicados ao conjunto de rodas motrizes devem ser aplicados ao conjunto de rodas movidas. Para este conjunto de rodas os cálculos são simplificados pois não existe o conjunto de engrenamento para a transmissão do movimento.

3. MÁQUINAS DE ELEVAÇÃO As máquinas de elevação representam uma grande variedade de equipamentos utilizados em todos os setores da atividade industrial. A classificação destes equipamentos necessitaria inúmeras considerações para que fossem incluídos todas as formas construtivas da atualidade. Os principais equipamentos que fazem parte das máquinas de elevação são: guindastes, pontes rolantes, elevadores e guinchos. O projeto e construção de máquinas de elevação requerem a aplicação de normas específicas, que determinam as condições básicas que devem ser obedecidas. A especificação das características do equipamento é muito importante para a definição das condições da aplicação. A seguir são apresentadas as especificações principais de uma ponte rolante que servirá como exemplo para os estudos que serão desenvolvidos neste capítulo. Capacidade Nominal Serviço Classificação Temperatura Ambiente Velocidade do Levantamento Principal Velocidade do Levantamento Auxiliar Velocidade de Translação do Carro Principal Velocidade do Carro Auxiliar Velocidade de Translação da Ponte Vão da Ponte Altura de Elevação Principal Altura de Elevação Auxiliar Peso da Ponte Peso do Carro Principal Peso do Carro Auxiliar Peso da Barra de Carga (Levantamento Principal) Peso do Gancho (Levantamento Auxiliar) Alimentação Tensão de Comando Regime

60/25 toneladas Manuseio de Panela Vazia AISE 6 – Classe 3 50oC 10 m/min. 10 m/min. 30 m/min. 40 m/min. 80 m/min. 16500 mm 14500 mm 16250 mm 108,2 toneladas 33,3 toneladas 14,9 toneladas 7 toneladas 1 tonelada AC 440 V – 60 Hz – Trifásico 230 Vcc 40% ED – 150 man./hora

Tabela 9: Especificações Básica da Ponte Rolante A figura 14 apresenta uma vista geral das dimensões básicas do equipamento que devem ser consideradas na fase do projeto. Nesta figura são apresentadas algumas limitações referentes ao local da instalação.

3.1. Meios de Elevação: O sistema de elevação da carga corresponde à parte construtiva que diferencia este equipamento em relação aos demais utilizados na movimentação de cargas. A construção do sistema de elevação das principais máquinas apresenta algumas características comuns, as quais serão analisadas neste item.

T

L

G

b

a

Nível do Piso

Figura 14: Especificações Básicas para Instalação de uma Ponte Rolante

Figura 15: Ponte Rolante Siderúrgica para Manuseio de Panela (Capacidade 300 Toneladas)

Elementos de Máquina para Transmissão por Cabos de Aço: a) Cabo de Aço: Os cabos de aço estão presentes na maioria dos equipamentos de elevação de carga. Outros elementos de sustentação, como por exemplo: correntes de elos redondos, correntes articuladas e cordas de cânhamo são utilizados em aplicações específicas, porém na construção dos equipamentos o cabo de aço é o principal elemento utilizado. As características que garantem ao cabo de aço esta grande utilização são: boa flexibilidade, grande capacidade de carga, durabilidade e padronização. O elemento de construção dos cabos é o arame de aço. Os arames utilizados na construção do cabo possuem resistência à ruptura por tração que pode variar de 160 a 220 (Kgf/mm2). Para garantir uma solicitação uniforme para todos os arames, o entrelaçamento utilizado para a formação do cabo deve seguir uma orientação correta para evitar desgaste prematuro e sobrecarga em alguns arames. As principais características construtivas do cabo são: - Número de pernas e número de arames (Seale, Filler e Warrington); - Tipo de Alma (Aço ou Fibra); - Sentido e Tipo de Torção (Direita/Esquerda e Regular/Lang); - Passo; - Lubrificação; - Pré formação; - Resistência do Cabo. Durante a especificação do cabo de aço para uma aplicação em um equipamento de elevação os fatores a serem analisados são: -

Escolha da construção e função da aplicação; Diâmetros indicados para polias e tambores; Ângulo de desvio máximo de um cabo de aço; Fator de segurança da aplicação.

A utilização dos cabos de aço nos equipamentos de elevação requer a utilização de dispositivos e acessórios que devem ser especificados no projeto dos equipamentos, os principais são: sapatas, manilhas, grampos, soquetes e terminais. Para maiores detalhes referentes ao projeto e especificação referentes aos cabos de aço recomenda-se consultar as normas específicas (ex. NBR 13541 e 6327) e os catálogos dos principais fabricantes (ex. CIMAF).

b) Polias: As polias são os componentes que guiam e sustentam o cabo de aço. Na construção do sistema de elevação as polias podem ser móveis (passagem) ou compensadoras (equalizadoras). As polias móveis apresentam rotação que acompanha a velocidade de movimento do cabo enquanto as polias compensadoras apenas ajustam o movimento do cabo. A combinação de polias permite que a capacidade de um sistema de elevação seja multiplicada, reduzindo a velocidade de elevação. Este sistema é conhecido como moitão. Um fator importante

a ser observado nestas construções é o rendimento da transmissão (ver exemplo de cálculo item 3.1.6). A especificação da polia esta diretamente relacionada com o diâmetro do cabo de aço a ser utilizado, seguindo as recomendações normalizadas para a aplicação. A NBR 8400, item 6.7.3, apresenta as recomendações para a determinação do diâmetro mínimo de enrolamento para as polias. A norma AISE 6 e CMAA também apresentam as recomendações a serem obedecidas na especificação de polias aplicadas em pontes rolantes. As demais dimensões de polias também são normalizadas, visando atender as capacidades requeridas para os respectivos cabos de aço. O projeto da ranhura de passagem do cabo é muito importante para garantir desgaste reduzido do cabo e da polia. Para a especificação completa das polias, incluindo materiais e processo de fabricação, recomenda-se consultar os manuais dos fabricantes (ex. Miguel Abad), normas de dimensões (ex. DIN 15061, 15062 e AISE 6) e referências indicadas. Na construção do sistema de polias outros componentes também devem ser especificados. O eixo deve ser calculado para suportar a carga de trabalho e os rolamentos devem ser especificados para a vida útil requerida. Os principais tipos de rolamentos utilizados nestas construções são: cargas leves rolamentos de esferas; cargas elevadas rolamentos de rolos cilíndricos ou rolamentos de rolos cônicos.

c) Tambor (Dromo): O Tambor é o elemento do sistema de elevação que tem a função de acomodar o cabo de aço entre os cursos mínimo e máximo. Esta condição, juntamente com o diâmetro especificado para o cabo, determina as características dimensionais para o tambor (ver exemplo item 3.1.6). O dimensionamento do tambor deve levar em consideração três condições de carregamento: 1) Solicitação de compressão e flexão por causa do enrolamento; 2) Solicitação de flexão devido à tração do cabo; 3) Solicitação de rotação que produz um momento de torção. Os detalhes de cálculo do tambor são apresentados no exemplo do item 3.1.6. Os tambores são formados basicamente pelo corpo, onde são executadas as ranhuras, as paredes laterais e o eixo de apoio. A transmissão do movimento de rotação para o tambor pode ser feita diretamente pelo eixo de saída do redutor ou através de uma engrenagem acoplado a uma das paredes laterais (principalmente em guinchos). Na construção de acionamento direto, normalmente o mancal do lado acoplado é o próprio mancal de saída do redutor. O mancal do lado oposto ao acionamento é montado sobre um pedestal fixo a estrutura do equipamento. Na condição máxima de desenrolamento do cabo devem ser previstas pelo menos duas espiras ainda enroladas sobre o tambor, desta forma a fixação do cabo fica isenta da força de tração. A extremidade do cabo é fixa no corpo do tambor através de grampos parafusados. Para muitos tambores de guincho, com grande extensão de cabo, o enrolamento ocorre em mais de uma camada de cabos. Neste caso ocorre o enrolamento de cabo sobre cabo.

Dispositivos destinados ao Manuseio de Carga:

A diversidade de tipos de cargas e materiais a serem movimentados pelos equipamentos de elevação exigem para alguns casos o projeto de dispositivos especiais. O elemento mais comum é o gancho forjado. Estes componentes são normalizados e podem ser encontrados nos catálogos dos fabricantes especializados. Além dos ganchos alguns dispositivos como laços, manilhas, olhais Para aplicações em instalações siderúrgicas são necessários uma grande variedade de dispositivos de manuseio de carga. Para os materiais granulados, como por exemplo o descarregamento de carvão e minério de ferro dos navios e escória de alto forno, são utilizadas as caçambas, conhecidas como “grabs”. Este equipamento exige um dispositivo especial para comandar a abertura e fechamento das caçambas. No manuseio de panelas e calhas de sucata de aciaria, são utilizadas as barras de carga com ganchos lamelares. Nas áreas de laminações existe grande variedade de dispositivos. O manuseio de placas e chapas grossas é feito por eletroímã ou tenazes do tipo pinça. As bobinas de aço são movimentadas por gancho laminado tipo “C” ou tenazes de bobinas. Os dispositivos com acionamento elétrico exigem um enrolador para o cabo de alimentação. Nas instalações portuárias os dispositivos para o manuseio das cargas variam desde simples laços até dispositivos automatizados para o movimento de containers. Para cargas especiais pode ser necessário o projeto de dispositivos especiais para aumentar a produtividade dos trabalhos de carga e descarga.

Figura 16: Mastro Telescópico de Ponte Rolante para Manuseio de Bobinas de Alumínio

Figura 17: Descarregador de Navios com Caçamba para Manuseio de Minério. O projeto dos dispositivos de manuseio de carga envolve considerações especiais para cada caso em estudo. O Manual do Engenheiro Mecânico Dubbel e Aparatos de Elevacion y Transport, apresentam algumas considerações para o projeto destes dispositivos. Entre as empresas especializadas para o projeto e construção destes dispositivos pode ser mencionada a Tongs.

Guinchos: Os guinchos utilizados como meio de elevação de carga são conjuntos fixos ou móveis constituídos por um tambor para o enrolamento do cabo e um sistema de transmissão para o acionamento do tambor. O acionamento do sistema pode ser manual ou motorizado. Os guinchos manuais têm capacidade entre 50 Kgf e 6000 Kgf. O projeto do sistema de acionamento deve garantir que a força de acionamento não seja superior a 25 Kgf. Este equipamento normalmente é aplicado em obras de construção civil. As referências mencionadas no item anterior apresentam detalhes para o cálculo e projeto destes dispositivos. Os guinchos motorizados podem ser acionados por motor elétrico, hidráulico ou pneumático. O tipo de acionamento depende das características de aplicação do equipamento. Para guinchos móveis sobre veículos normalmente é utilizado o acionamento hidráulico ou pneumático. Na maioria das aplicações industriais o acionamento elétrico. O projeto do guincho motorizado segue as mesmas condições do projeto de um sistema de elevação de uma ponte rolante, sendo um exemplo detalhado apresentado no item 3.1.6. Os guinchos são equipamentos utilizados para a elevação de carga principalmente em locais de difícil acesso, durante os períodos de construção ou reforma de instalações. Para algumas aplicações os guinchos podem substituir o uso de máquinas com lança, em função do custo do aluguel da máquina.

Determinação da Potência do Motor do Sistema de Levantamento: A determinação da potência do motor do sistema de levantamento de uma máquina de elevação deve levar em consideração todos os fatores envolvidos no deslocamento da carga em função do tipo de aplicação. O cálculo da potência deve ser feito de acordo com as normas de construção do equipamento. Para o caso de pontes rolantes este cálculo é feito com base na expressão a seguir:

hp =

hp Ks KV WL VL Ec

(K s × K v × WL × VL ) 33.000 × E c

= Potência do Motor do Levantamento em HP = Fator de Serviço, Tabela 17 - AISE 6/91 = Fator de Correção de Voltagem, Tabela 16 – AISE 6/91 = Peso Total da Carga de Levantamento, incluindo Dispositivos de Manuseio (lb) = Velocidade do Sistema de Levantamento – (fpm) = Eficiência Combinada das Engrenagens e Polias = 0,93n x 0,98m para mancais de deslizamento n = número de engrenamentos = 0,97n x 0,99m para mancais de rolamento m = número de polias móveis por enrolamento

Esta equação atende as aplicações de equipamento com motores elétricos com corrente alternada. Para corrente contínua a AISE 6 também apresenta a equação para o cálculo. Aplicações com outros tipos de motores devem ser analisadas de acordo com a aplicação.

Seleção e Dimensionamento dos Componentes Mecânicos da Elevação: O sistema de elevação possui os componentes específicos analisados no item 3.1.1 (cabo de aço, polias e tambores) e no item 3.1.2 (dispositivo para manuseio de carga). Os demais componentes do mecanismo de elevação são semelhantes aos utilizados no veículo do item 2. Estes componentes mecânicos são: redutor, eixos, rolamentos, acoplamentos e chavetas. A metodologia de cálculo e seleção segue o mesmo procedimento do projeto do veículo, porém neste caso, o critério de dimensionamento pode ter algumas diferenças. As normas de equipamentos de elevação (NBR 8400, AISE 6 e CMAA) estabelecem os critérios de dimensionamento para estes componentes, que dependendo da aplicação exigem fatores de segurança mais rigorosos.

Exemplo de Cálculo: A figura 18 mostra o dispositivo de levantamento de uma ponte rolante com capacidade de 60 toneladas e velocidade de levantamento da carga de 10 m/min. Sabendo-se que o peso da barra de carga e demais componentes do dispositivo de levantamento é de 7 toneladas, determinar os seguintes dados para o projeto do sistema:

a)

Diâmetro requerido para o cabo de aço considerando ponte rolante siderúrgica para movimento de carga líquida.

b) c) d) e)

Diâmetro das polias de passagem (polias móveis). Diâmetro das polias de compensação (polias equalizadoras com pequenos movimentos). Diâmetro mínimo do tambor do levantamento. Especificar a potência e rotação do motor; taxa de redução do redutor e diâmetro final do tambor. Comprimento mínimo do tambor para uma altura de elevação de 14500 mm. Características principais do tambor: dimensões das ranhuras, espessura do corpo, diâmetro das pontas de eixo e demais características construtivas. Calcular a vida em horas do rolamento do mancal do tambor do lado oposto do redutor considerando uma força vertical total de 6750 kgf (incluindo o peso do tambor). Considerar o uso do rolamento autocompensador Calcular a vida em horas do rolamento das polias considerando a pior situação de carga. Considerar o uso do rolamento de duas carreiras de rolos cilíndricos 5030.

f) g) h) i)

Rosca Esquerda

Lado do Redutor

Grampos

Rosca Direita

Rosca Esquerda

Desce Rosca Direita

Sobe Desce

Sobe

Tambor Montado no Carro Polia Equalizadora Carro

Cabo

Polia Superior Carro

Barra de Carga

Sobe

Polia Inferior Barra

Desce

Figura 18: Sistema de Levantamento com dois Tambores

a) Diâmetro requerido para o cabo de aço considerando ponte rolante siderúrgica para movimento de carga líquida. Para a determinação do diâmetro requerido do cabo de aço devem ser considerados os seguintes fatores: 1. Determinação do esforço atuante no cabo de aço: este valor é definido pelas condições de aplicação no equipamento, sendo conhecido como carga de trabalho. Depende da carga total do

levantamento e da forma construtiva do sistema de levantamento. Este sistema é composto por tambores de enrolamento, roldanas de passagem, roldanas equalizadoras e dispositivo de içamento (ex. barra de carga). A Figura 18 apresenta um sistema de levantamento utilizado em pontes rolantes para a movimentação de panelas de aço líquido. O sistema é constituído por dois tambores independentes com dois enrolamentos de cabo em cada tambor. O número total de cabos de sustentação é de 16, sendo que cada enrolamento possui 4 cabos de sustentação. 2. Determinação do Fator de Segurança: o cálculo do diâmetro requerido do cabo de aço é feito com base na tensão de ruptura. Devido às características de aplicação deste componente não pode ser admitida uma ruptura em serviço. Portanto, um dimensionamento com base em critérios de fadiga não pode ser utilizado. O Fator de Segurança para o cálculo estabelece uma condição que leva em consideração as características da aplicação, objetivando a segurança e durabilidade.

3. Especificação do cabo de aço: a determinação do diâmetro do cabo esta relacionada com a classe e tipo de construção utilizada. No caso de cabos de aço para pontes rolantes a classe normalmente recomendada é a 6x37 (6 pernas e 37 arames por perna), podendo ser utilizada a classe 6x19. A classe 6x37 possui maior flexibilidade. Dentro da classe 6x37 existem diversos tipos de construção, que variam o número de arames por perna de 27 a 49.

Além dos fatores que influenciam na determinação do diâmetro, descritos acima, outros fatores são muito importantes para a correta especificação do cabo de aço. Para maiores detalhes recomenda-se utilizar um catálogo de fornecedor com certificação de qualidade.

- Cálculo da Carga de Trabalho (Pc):

WL = 67000 Kgf (capacidade da ponte de 60000 Kgf + dispositivo de levantamento 7000 Kgf).

N

= 16 (número de cabos de sustentação – ver Figura 18).

Ep

= 0,99m (eficiência mecânica das polias, sendo m o número de polias por tambor. m = 3).

Pc =

WL 67000 = = 4317 ∴ P = 4317 (Kgf) c N × Ep 16 × 0,970

- Cálculo da Carga de Ruptura Requerida (Pr):

S

= Fator de Segurança (para pontes rolantes com carga líquida S  8)

Pr = S × Pc = 8 × 4317 = 34356 ∴ Pr = 34356 (Kgf)

- Especificação do Cabo de Aço:

Para a especificação do cabo devemos consultar o catálogo do fabricante. Para isto será utilizado o catálogo de novembro de 2002 da CIMAF página 66. No caso de ponte rolante é recomendado o cabo na construção 6x41 Warrington-Seale. Para temperaturas elevadas recomendase alma de aço (ver catálogo CIMAF pág. 83).

Carga de Ruptura (Kgf) Diâmetro (dc) IPS

EIPS

EEIPS

7/8”

31400

36100

39700

1”

40700

46900

51600

Obs.: IPS, EIPS e EEIPS são classificações de resistência do arame utilizado na fabricação do cabo de aço, para maiores detalhes consultar o catálogo dos fabricantes.

Considerando que o cabo de 1” atende a aplicação para todos os materiais de arame, será selecionado o cabo de 1”. O valor de S será de 9,05 para o cabo de 1” com arame IPS. Deve ser ressaltado que o diâmetro do cabo de aço influencia no dimensionamento de componentes como polias e tambores.

Para a complementação das informações sobre o dimensionamento do cabo de aço recomenda-se as seguintes leituras complementares: Catálogo Cimaf, AISE 6/91 pag. 43 e 44, NBR 8400/1984 pag. 57 a 61 e referências bibliográficas do curso.

b) Diâmetro das polias de passagem (polias móveis). (roldanas = polias)

As polias de passagem ou polias móveis referem-se àquelas que executam giro completo durante a passagem do cabo de aço em movimento. Conforme AISE 6/91 o diâmetro da polia de passagem deve ser pelo menos 30 vezes maior do que o diâmetro do cabo, para as pontes Classes III e IV (pág. 44). Esta ponte esta classificada como Classe III (pág. 1 e Apêndice A pág. 92).

d pp = 30 × d c = 30 × 25,4 = 762 ∴ d pp = 762 (mm)

Obs.: A NBR 8400/1984 pág. 59 a 61 , estabelece critério para o dimensionamento da polia. Primeiramente deve ser definido o grupo do mecanismo, que neste caso recomenda-se pelo menos o 4m. O grupo de mecanismo define o fator H1, que para 4m vale 25. O fator H2 depende do número de inversões do sentido de enrolamento, para este caso temos 14 inversões conforme o critério da NBR8400/1984 pág. 60, portanto deve ser escolhido 1,25. O diâmetro mínimo do enrolamento do cabo na polia deve ser de 25x1,25x25,4 que resulta em 793,75 mm.

Os detalhes para o projeto do canal da polia podem ser obtidos na AISE 6/91 pág. 43.

c) Diâmetro das polias de compensação (polias equalizadoras com pequenos movimentos).

As polias compensadoras executam função de ajustagem do movimento do cabo com enrolamento duplo no tambor.

Neste caso a AISE 6/91 recomenda que o diâmetro da roldana não deve ser inferior a 18 vezes o diâmetro do cabo.

d pc = 18 × d c = 18 × 25,4 = 457,2 ∴ d pc = 457,2 (mm)

Obs.: Conforme NBR8400/1984, no caso de roldanas de compensação, H1 corresponde a 16 e H2 deve ser igual a 1. O diâmetro mínimo da polia de compensação deve ser 16x1x25,4 que resulta em 406,4 mm.

d) Diâmetro mínimo do tambor do levantamento.

Para a escolha do diâmetro do tambor a AISE 6/91 faz a seguinte recomendação para cabo da Classe 6x37 (inclui o tipo 6x41 especificado).

Pontes Classe I e II

-

Pontes Classe III e IV

dt  24 x diâmetro do cabo dt  30 x diâmetro do cabo

A escolha do diâmetro do tambor influencia os cálculos do redutor e motor. A velocidade de levantamento e o torque de acionamento dependem do valor do diâmetro do tambor. Considerando ponte rolante Classe III (ver AISE 6/91 pág. 92).

d t = 30 × d c = 30 × 25,4 = 762 ∴ d t = 762 (mm)

Obs.: Este valor corresponde ao diâmetro mínimo. Neste caso a NBR8400/1984 recomenda diâmetro mínimo de 22,4x1x25,4, que resulta em 569 mm.

________________________________________________________________________________ e) Especificar a potência e rotação do motor; taxa de redução do redutor e diâmetro final do tambor.

A potência do motor é determinada pela Equação 73 , página 68 da AISE 6/91, modificada para potência em KW.

Pm =

K s × K v × WL × VL 6,12 × Ec

Onde:

Ks = 1,1 (pág. 69 – Tabela 18) – Fator de Serviço para Motores de Corrente Alternada Kv = 1,0 (pág. 68 – Tabela 16) – Fator de Correção de Voltagem para Motores de Corrente Alternada WL = 67000 (Kgf) – Carga Total do Levantamento VL = 10 (m/min) – Velocidade do Levantamento Principal Ec

= 0,97n.0,99m – Eficiência Mecânica do Levantamento (n – engrenamentos, m – roldanas)

A Potência do Motor de Levantamento é definida pela carga de levantamento WL e velocidade de levantamento VL. Os demais coeficientes referem-se a fatores específicos da AISE 6

e da eficiência mecânica do conjunto de levantamento. O coeficiente 6,12 refere-se a transformação de unidades da carga de levantamento para Newton e velocidade para m/s.

Substituindo os valores na equação tem-se:

Pm =

1,1 × 1,0 × 67 × 10 = 140,2 ∴ Pm = 140,2 (KW) 6,12 × 0,97 4 × 0,99 3

Deve ser escolhido um motor padronizado que atende a especificação. A potência escolhida é de 160 (KW) e o fator ED 40%.

A rotação do motor, taxa de redução e diâmetro do tambor são valores que devem ser definidos em conjunto.

Em primeiro lugar devemos determinar a velocidade do cabo do levantamento (Vc), que irá influenciar no cálculo do diâmetro e rotação do tambor. Considerando a Figura 18, podemos definir a velocidade do cabo na expressão: (Ne corresponde ao número de enrolamentos).

Vc =

N × VL 16 × 10 = = 40 ∴ Vc = 40 (m/min) Ne 4

A rotação do tambor (nt) é definida na expressão (este valor corresponde à rotação de saida do redutor):

Vc = π × d t × n t ∴ n t =

Vc π × dt

A taxa de redução do redutor (i) é definida na expressão:

nm nt

i=

Para diferentes diâmetros do tambor, podemos definir valores da taxa de redução na tabela abaixo, mantendo a velocidade de levantamento em 10 m/min. A rotação do motor segue os valores padronizados.

Rotação do Motor ( rpm) dt (mm)

nt (rpm) 3600

1800

1200

900

720

800

15,91

226,3

113,2

75,4

56,57

45,25

900

14,15

254,4

127,2

84,8

63,60

50,88

1000

12,73

282,8

141,4

94,3

70,70

56,60

1100

11,57

311,2

155,6

103,7

77,78

62,22

Analisando os valores desta tabela podemos definir inicialmente que somente os motores de 900 e 720 rpm poderão atender a aplicação. Os demais motores exigem reduções muito elevadas, difíceis de serem obtidas com um número de engrenamentos previsto para três pares de redução. A taxa de redução considerada viável para esta aplicação deve ser de até 64.

Para verificação final do sistema de levantamento deve ser verificado o torque necessário para o levantamento da carga (Tn) em relação ao torque na saida do redutor (Ts). O torque necessário no eixo do tambor é calculado da seguinte forma:

Tn = 2 × 2 × Pc × d t 2 = 2 × Pc × d t = 2 × 4317 × d t = 8634 × d t (Kgf × mm)

Transformando para Nxm, tem-se: (o valor do diâmetro do tambor deve ser utilizado em mm).

Tn = 84,70 × d t (N × m)

O torque disponível na saída do redutor será definido por:

Ts =

Pm × Er ωm × i

Nesta expressão o valor m corresponde à velocidade angular do eixo do motor. A velocidade angular esta relacionada com a rotação através da expressão:

Vm = π × dm × nm = ω m × dm 2 ∴ ω m = 2 × π × n m

Substituindo o valor de m em função da rotação e considerando que este valor será utilizado na expressão em rpm, tem-se:

Ts =

30 × Pm × Er 30 × 160000 × 0,97 4 1352628 = = π × nm × i π × nm × i nm × i

Analisando o torque necessário (Tn) para os diversos diâmetros de tambores e o torque de saída (Ts) para os motores de 720 e 900 rpm, verificamos os cálculos do sistema de levantamento. Em todos os casos Ts > Tn.

Existem algumas alternativas para a escolha da rotação do motor, diâmetro do tambor e taxa de redução. Os valores em destaque na tabela podem ser escolhidos. A escolha de um diâmetro maior para o tambor irá melhorar o desempenho do cabo de aço, garantir um tambor com maior capacidade de enrolamento de cabo e aumentar a resistência mecânica do tambor. Considerando que a taxa de redução esta dentro de um valor compatível, serão escolhidos os seguintes valores:

Rotação do motor

720 rpm

Diâmetro do tambor

1100 mm

Taxa de redução

1:62,22

Rotação do tambor

11,57 rpm

Com estes valores obteremos um torque na saída do redutor de 116889,6 (Nxm) para um torque necessário de 96965 (Nxm). O fator de 1,205 entre os valores de torque deve-se ao motor adotado de maior potência e o fator de correção de voltagem.

f) Comprimento mínimo do tambor para uma altura de elevação de 14500 mm.

O comprimento mínimo do tambor é definido pelo número de ranhuras necessárias para enrolar o cabo de aço que atender a altura de elevação da ponte rolante.

Considerando a Figura 18, o número de ranhuras necessárias para cada lado de cada tambor, poderá ser calculado na expressão a seguir:

N ranh =

N×H 16 × 14500 = = 16,78 ∴ N ranh = 16,78 N e × π × d t 4 × π × 1100

A AISE 6/91 página 42 recomenda pelo menos mais 2 voltas completas adicionais, após a fixação na extremidade do tambor. Neste caso serão adotadas 20 ranhuras de cabo de aço de cada lado de cada tambor.

N ranh = 20

Conforme recomendação AISE 6/91, devemos ter o seguinte perfil para as ranhuras:

Figura 19: Características das Ranhuras do Tambor

dt

= 1100 (mm) - diâmetro do enrolamento do cabo no tambor (centro do cabo de aço)

a1

= 11,11 (mm) - (7/16 x 25,4) - profundidade da ranhura

rg

= 13,10 (mm) - (1/32 x 12,7 + 12,7) - raio do fundo da ranhura

P

= 30,50 (mm) - (1,2 x 25,4) - passo entre ranhuras

Lranh = 20 x 30,50 = 610 mm - comprimento total das ranhuras de cada lado do tambor de

= dt – (dc – 2 x a1) = 1096,8 mm

Definido o comprimento das ranhuras obtemos o comprimento mínimo do tambor. No próximo item serão determinadas as outras dimensões do tambor.

g) Características principais do tambor: dimensões das ranhuras, espessura do corpo, diâmetro das pontas de eixo e demais características construtivas.

As dimensões principais das ranhuras já estão definidas na figura 19.

As características principais do tambor serão definidas a partir da figura 20.

Figura 20: Dimensões Principais do Tambor

O cálculo das tensões no tambor será desenvolvido conforme livro Aparatos de Elevacion y Transporte, autor Hellmut Ernst e Manual do Engenheiro Mecânico Dubbel.

Conforme item a) o valor de Pc é de 4317 (Kgf). A tensão admissível, considerando aço ASTM A36, será de 0,2 x Tensão de Ruptura, sendo portanto: σadm = 800 (Kgf/cm2). (Conforme recomendação AISE 6/91, cálculo vida finita, item 3.1.2). A superfície do tambor é submetida a três condições de carregamento, que devem ser consideradas com o cabo em duas posições distintas, que são o início e o fim do enrolamento. A seguir são definidas para cada posição de enrolamento as condições de carregamento e os respectivos valores de tensão. O tambor será verificado para um valor de h = 19,7 mm.

Posição I – Tambor com Cabo Completamente Enrolado

I.1) Compressão e Flexão no Local do Enrolamento do Cabo:

Estas tensões foram estudadas por Ernst e os valores podem ser obtidos conforme descrito abaixo (para detalhes ver referência).

σ c .e = −

0,85 × Pc 0,85 × 4317 ∴ σ c .e = − = − 6,11 (kgf/mm 2 ) h× P 19,7 × 30,5

Nesta posição a flexão local devido ao cabo de aço será igual a zero, pois o cabo enrolado sobre o tambor evita esta condição de carregamento. A tensão negativa refere-se ao esforço de compressão.

I.2) Flexão do Tambor devido a Força no Cabo:

Este valor de tensão é calculado considerando o tambor como um eixo bi-apoiado. A tensão de flexão ocorre devido à força no cabo que varia de posição com o movimento da carga e o peso próprio do tambor. Primeiramente são calculadas as reações de apoio:

V1 =

1⎡ L⎤ Pc × (L1 + L ranh ) + Pc × (L1 + L ranh + L 3 ) + Pt × ⎥ ⎢ L⎣ 2⎦

V2 = 2 ×P c + Pt − V1

Os valores que ainda não estão definidos devem ser estimadas, portanto podemos admitir os seguintes valores:

L1 = 150 (mm) L2 = 250 (mm)

L3 = 122 (mm) L

= 1742 (mm)

Pt

= 2500 (Kgf) – (estimado com base nas dimensões consideradas)

Substituindo os valores obtem-se:

V1 =

1 ⎡ 1742 ⎤ 4317 × (150 + 610) + 4317 × (150 + 610 + 122) + 2500 × ∴ V1 = 5319 (Kgf) ⎢ 1742 ⎣ 2 ⎥⎦

V2 = 2 × 4317 + 2500 − 5319 ∴ V2 = 5815 (Kgf)

O momento fletor máximo será:

M f = V1 × (L 2 + L ranh ) = 5319 × (250 + 610) ∴ M f = 4574340 (Kgf × mm)

Para o cálculo da tensão de flexão deve ser calculado o módulo de resistência a flexão do tambor, que é definido por:

[

π × (d i + 2 × h ) − d i Wf = 32 × (d i + 2 × h ) 4

4

] = π × [(1035,2 + 2 × 19,7)

4

]

− 1035,2 4 ∴ Wf = 16907678,6 (mm 3 ) 32 × (1035,2 + 2 × 19,7 )

O valor da tensão de flexão será:

σf =

Mf 4574340 = ∴ σ f = 0,27 (Kgf/mm 2 ) W f 16907678,6

I.3) Torção no tambor devido ao cabo:

Normalmente este esforço é muito pequeno e não precisa ser calculado. Este valor é o mesmo para as duas condições de carga (condição I e II) e pode ser obtido da seguinte forma: Inicialmente é determinado o momento torsor devido ao conjugado transmitido pelo enrolamento do cabo.

M t = 2 × Pc × (d t 2) = Pc × d t = 4317 × 1100 ∴ M t = 4748700 (Kgf × mm)

O valor do módulo de resistência a torsão é:

Wt = 2 × Wf = 2 × 16907678,6 ∴ Wt = 33815397,2 (mm 3 )

A tensão de torsão será:

τt =

Mt 4748700 = ∴ τ t = 0,14 (Kgf/mm 2 ) Wt 33815397,2

A tensão combinada pode ser calculada pela equação 45 da AISE 6. Para este caso a equação será: (Obs: deve ser considerado o sinal da tensão conforme calculado).

2

2

σ comb = σ c .e + σ f − σ c .e × σ f + τ t

2

σ comb = 6,25 (Kgf/mm 2 )

Este valor é inferior a tensão admissível, portanto o valor de h = 19,7 mm atende.

Posição II - Tambor com Cabo Completamente Desenrolado

II.1) Compressão e Flexão no Local do Enrolamento do Cabo:

As tensões são calculadas conforme descrito abaixo, segundo Ernst.

σ c .d = −

0,5 × Pc 0,5 × 4317 ∴ σ c .d = − = − 3,59 (Kgf/mm 2 ) h× P 19,7 × 30,5

(

2

)

(

)

σ f .d = 0,95 × Pc × 4 1 d t × h 6 = 0,95 × 4317 × 4 1 1100 2 × 19,7 6 = 1,41 (Kgf/mm 2 )

II.2) Flexão do tambor devido à força no cabo:

Tambor no início do enrolamento: nesta condição a tensão de flexão será ainda menor. Os valores das reações serão:

V1 =

1⎡ L⎤ Pc × L1 + Pc × (L1 + 2 × Lranh + L 3 ) + Pt × ⎥ ⎢ 2⎦ L⎣

V2 = 2 ×P c + Pt − V1

Substituindo os valores obtemos o mesmo resultado da condição de carga I.

O momento fletor máximo para esta situação será:

M f = V1 × L 2 = 5319 × 250 ∴ M f = 1329750 (Kgf × mm)

O módulo de resistência à flexão é o mesmo da condição anterior, portanto a tensão de flexão será:

σf =

Mf 1329750 = ∴ σ f = 0,08 (Kgf/mm 2 ) W f 16907678,6

II.3) Torção no tambor devido ao cabo:

Conforme item anterior:

τt =

Mt 4748700 = ∴ τ t = 0,14 (Kgf/mm 2 ) Wt 33815397,2

Neste caso a tensão combinada será inferior à condição I (4,52 Kgf/mm2).

No cálculo da espessura do corpo do tambor podemos concluir que o principal esforço devese à compressão do cabo sobre a superfície.

A ponta de eixo será verificada com base na figura 21.

O material considerado é o aço com Tensão de Ruptura de 42 (Kgf/mm2).

Com base na AISE 6/91 são definidas as tensões admissíveis:

Relações de Tensões: RB = -1.0

σBA

RN = 0.0

RS = -1.0

RT = 0.0

= 632,8 (Kgf/cm2) – Tensão Admissível à Flexão (AISE 6/91 – pág. 34, Fig. 18)

2 σNA = 808,5 (Kgf/cm ) – Tensão Admissível à Compressão (AISE 6/91 – pág. 35, Fig. 19)

τA

= 386,7 (Kgf/cm2) – Tensão Admissível ao Cisalhamento (AISE 6/91 – pág. 37, Fig. 20)

τTA

= 474,6 (Kgf/cm2) – Tensão Admissível a Torsão (AISE 6/91 – pág. 37, Fig. 20)

Secção A: Apoio do rolamento.

Serão feitas as seguintes considerações da secção A para o cálculo:

Figura 21: Dimensionamento da Ponta de Eixo e Flange do Tambor

da

= 110 (mm) – diâmetro do eixo na secção A

db

= 120 (mm) – diâmetro do eixo na secção B

r

= 2 (mm) – raio de concordância entre as secções A e B

Wfa = 130.7 (cm3) – módulo de resistência à flexão da secção A Wta = 261,3 (cm3) – módulo de resistência a torsão Aa

= 95 (cm2) – área da secção A

Os esforços solicitantes na secção A são:

V1

= 5319 (Kgf) – Força Cortante (obtido no cálculo do tambor já efetuado acima)

Mfa

= V1 x b = 5319 x 2,3 = 12233,7 (Kgf.cm) – Momento Fletor na secção A

N

= 0 – Força Normal na secção A

Mt

= 0 – Momento Torsor na secção A

Para a relação db/da = 1,09 e r/da = 0,02: (AISE 6/91, pág. 39, 40 e 41).

Fatores de Concentração de Tensão.

KNB = 1,25 – Fator para a Flexão KNN = 1,25 – Fator para a Compressão KNS = 1,30 – Fator para o Cisalhamento KNT = 1,30 – Fator para a Torsão KEB = 1,00 – Fator Combinado Flexão/Cisalhamento KEN = 1,00 – Fator Combinado Tensão-Compressão/Cisalhamento

Os Fatores de Serviço conforme AISE 6 página 37 são:

KSB

= 1,00 – Fator para a Flexão

KSN = 1,00 – Fator para a Compressão KSS

= 1,00 – Fator para o Cisalhamento

KST

= 1,00 – Fator para a Torsão

Aplicando as equações das páginas 37 e 38 da AISE 6/91, temos:

- Tensão devido ao Momento Fletor:

σB =

M fa 12233,7 × K SB × K NB = × 1,00 × 1,25 = 117,00 Wfa 130,7

σ B = 117,00 (Kgf/cm 2 ) < σ BA = 632,8 (Kgf/mm 2 )

- Tensão devido a Força Normal:

σN =

N × K SN × K NN ∴ σ N = 0 A

- Tensão de Cisalhamento:

τS =

4 P 5319 × × K SS × K NS = 1,33 × × 1 × 1,30 = 96,81 3 A 95

τ S = 96,81 (Kgf/cm 2 ) < τ A = 386,7 (Kgf/cm 2 )

- Tensão de Cisalhamento devido ao Momento Torsor:

τT =

Mt × K ST × K NT ∴ τ T = 0 Wta

- Tensão Combinada Fletora-Normal:

σ EBN = σ B +

σ BA × σ N = 117,00 + 0 = 117,00 σ NA

σ EBN = 117,00 < σ BA = 632,8 (Kgf/mm 2 )

- Tensão Combinada Fletora-Cisalhamento:

σ EB = σ B

2

⎛σ + ⎜⎜ BA ⎝ τ TA

2

2

⎞ ⎛ 632,8 ⎞ ⎟⎟ × τ S 2 = 117 2 + ⎜ ⎟ × 96,81 2 = 174,21 474 , 6 ⎝ ⎠ ⎠

σ EB = 174,21 (Kgf/cm 2 ) < σ BA = 632,8 (Kgf/mm 2 )

- Tensão Combinada Cisalhamento-Normal:

σ EN = σ N

2

⎛σ + ⎜⎜ NA ⎝ τ TA

2

2

⎞ ⎛ 808,5 ⎞ ⎟⎟ × τ S 2 = 0 2 + ⎜ ⎟ × 96,81 2 = 164,92 474 , 6 ⎝ ⎠ ⎠

σ EN = 164,92 (Kgf/cm 2 ) < σ NA = 808,5(Kgf/mm 2 )

As Secções B e C devem ser verificadas da mesma forma. Utilizando valores de db = 120 (mm) e dc = 130 (mm) os níveis de tensão serão inferiores às tensões admissíveis.

Os outros detalhes de construção do tambor devem ser verificados conforme as referências mencionadas utilizando os conceitos de resistência dos materiais. A espessura do flange (e), segundo referências indicadas, pode ser verificado na expressão:

⎛ 2 d σ flange = 1,44 × ⎜⎜ 1 − × k 3 dt ⎝

Onde:

⎞ H ⎟⎟ × 2 ⎠ e

2 σflange = 1000 (Kgf/cm ) – Tensão Máxima Admissível

dk

= 355 (mm) – diâmetro do cubo

dt

= 1100 (mm) – diâmetro do tambor

H

= 0,1xPc = 0,1x4493 – Esforço Horizontal do cabo sobre o tambor

O valor de “e” considerado é de 25,4 (mm) (valor mínimo recomendado pela AISE 6, item 3.3). ________________________________________________________________________________ h) Calcular a vida em horas do rolamento do mancal do tambor do lado oposto do redutor considerando uma força vertical já calculada. Considerar o uso do rolamento autocompensador. (Figuras 1.2 e 1.3)

A força vertical no rolamento foi determinada no item anterior e corresponde ao valor V1.

Fv = 5319 (Kgf)

Deve ser considerada uma força horizontal devido a movimentação da ponte.

Fh = 0,1 × Fv ∴ Fh = 531,9 (Kgf)

A força axial será considerada como 20% da carga vertical.

Fa = 0,2 × Fv ∴ Fa = 1063,8 (Kgf)

A força radial resultante será:

2

2

Fr = Fv + Fh = 5319 2 + 531,9 2 = 5345,5 ∴ Fr = 5345,5

Considerando o eixo de 110 (mm), será verificado o rolamento 23022. A vida quanto a fadiga para esta aplicação deve ser superior a 40000 horas.

C

= 267.000 (N) = 27.226 (Kgf) – Capacidade de Carga Dinâmica

Co = 440.000 (N) = 44.868 (Kgf) – Capacidade de Carga Estática

Definindo os coeficientes do rolamento temos:

Fa F 1063,8 = 0,024 ⇒ e = 0,23 ⇒ a = = 0,20 < e Co Fr 5345,5

X

= 1,0 – (Fator Dinâmico de Carga Radial )

Y

= 2,9 – (Fator Dinâmico de Carga Axial)

Xo = 1,0 – (Fator Estático de Carga Radial)

Yo = 2,8 – (Fator Estático de Carga Axial)

Carga estática equivalente:

Po = X o × Fr + Yo × Fa = 1,0 × 5345,5 + 2,8 × 1063,8 ∴ Po = 8324,14 (Kgf)

so =

Co 44868 = = 5,39 ∴ s o > 3 Po 8324,14

Carga dinâmica equivalente: (A AISE 6/91 recomenda que o valor da carga dinâmica equivalente para rolamento do sistema de levantamento seja multiplicada por um coeficiente K = 0,75 para representar a carga média de trabalho).

P = K × (X × Fr + Y × Fa ) = 0,75 × 5345,5 + 2,175 × 1063,8 ∴ P = 6322,89 (Kgf)

Cálculo da vida do rolamento:

L 10h

1.000.000 ⎛ C ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × n t ⎝P⎠

10

3

1.000.000 ⎛ 27226 ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × 11,57 ⎝ 6322,89 ⎠

10

3

= 187101 ∴ L 10h = 187101 horas

Portanto o rolamento atende a aplicação. Mesmo com o fator K = 1 a vida será superior a 40000 horas (71715 horas).

i) Calcular a vida em horas do rolamento das polias considerando a pior situação de carga. Considerar o uso do rolamento de duas carreiras de rolos cilíndricos 5030.

A força vertical aplicada será o dobro da tensão máxima atuante no cabo.

Fv = 2 × 4317 = 8634 ∴ Fv = 8634 (Kgf)

Considerando as condições de trabalho das polias a carga horizontal e a carga radial podem ser consideradas iguais a zero. Portanto, a carga dinâmica equivalente será definida por (o fator K = 0,75 é definido pela AISE 6/91 página 50 para o cálculo da carga média). A carga estática equivalente Po terá o mesmo valor da carga vertical.

P = K × Fv = 0,75 × 8634 ∴ P = 6475,5 (N)

A rotação da polia é definida por:

np =

Vc 40 = = 16,71 ∴ n p = 16,71 (rpm) π × d p π × 0,762

Os dados do rolamento são definidos abaixo:

C

=

693.000 (N) = 70.642 (Kgf) – Capacidade de Carga Dinâmica

Co = 1.290.000 (N) = 131.498 (Kgf) – Capacidade de Carga Estática

Para a carga estática tem-se:

so =

C o 131498 = = 15,23 ∴ s o > 3 Po 8634

Para a carga dinâmica:

L 10h

1.000.000 ⎛ C ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × n r ⎝P⎠

10

3

1.000.000 ⎛ 131498 ⎞ = ×⎜ ⎟ 60 × 16,71 ⎝ 6475,5 ⎠

10

3

= 22787242∴ L 10h = 22787242 horas

O rolamento esta com a vida útil quanto à fadiga muito superior ao requerido. Outros fatores devem ser considerados no dimensionamento do rolamento da polia, os principais são: diâmetro requerido do eixo e carga de compressão na superfície do cubo da roldana.

________________________________________________________________________________

. Redutor

Freio

Motor

Freio

Tambor Esquerdo

Tambor Direito

Figura 22: Arranjo do Sistema do Mecanismo de Elevação sobre o Carro

3.2. Mecanismo de Translação: Os mecanismos de translação das máquinas de elevação podem assumir diferentes configurações em função do tipo de equipamento. Apesar da diversidade dos mecanismos os procedimentos utilizados nos cálculos são semelhantes aos utilizados no caso analisado no item 2.3.4, porém alguns critérios de cálculo devem seguir normas especificas. Estes critérios podem influenciar significativamente o dimensionamento, o que necessita uma análise bastante detalhada da norma adotada durante o projeto do equipamento. As pontes rolantes são os equipamentos de elevação que possuem o maior número de normas para o dimensionamento. Neste item serão analisadas as condições de dimensionamento aplicadas às pontes rolantes, os equipamentos que não possuirem um critério definido para o dimensionamento podem seguir as condições estabelecidas no item 2. Os principais critérios a serem adotados serão o AISE 6 e a NBR 8400. 3.2.1. Potência do Motor de Translação: A potência requerida para a translação da ponte e do carro (principal ou auxiliar), é constituida pela componente necessária para acelerar ou desacelerar e pela componente necessária para vencer a resistência ao movimento. Este cálculo segue critérios estabelecido pela norma de projeto do equipamento, no caso da AISE 6 temos que: (obs. Serão adotadas as unidades americanas, para transformação de unidades ver exemplo de cálculo no item 3.2.4) - Potência de aceleração: O tamanho do motor deve atender o valor calculado na expressão a seguir (regime de 60 minutos):

hp = K s × K a × Wt × V Onde: Ka Ks V Wt

= Fator de Aceleração (função do fator de atrito “f”e da aceleração – fig. 35 e 36) = Fator de Serviço (Tabela 17 ou 18) = Velocidade Máxima do Conjunto após 10 segundos. (pés por minuto – fpm) = Peso Total sobre as Rodas, ponte ou carro. (Peso Próprio e Carga). (short ton)

* As tabelas e figuras estão anexadas no final do capítulo. O fator Ka inclue os efeitos do atrito no processo de aceleração do carro ou da ponte. Os detalhes do calculo deste fator pode ser obtido na secção 4.12.3 da AISE 6. O fator de atrito “f”será definido no item a seguir. - Potência de Velocidade Constante: Este valor deve ser considerado para efeito de dimensionamento do sistema de transmissão, sendo obtido na expressão:

⎛ f × Wt × V ⎞ hp = ⎜ ⎟ ⎝ 33.000 ⎠ O valor de “f” é definido por:

f=

0,043 diam. do eixo da roda × × 2000 lb/short ton 0,90 diam. da roda

O valor de “f” é definido em lb/short ton pois os cálculos e tabelas da AISE 6 estão definidos em unidades do sistema americano. Nestes cálculos o valor da tonelada métrica deverá ser multiplicado por 1,102311 para transformar em tonelada americana (short ton). (Maiores detalhes de transformação de unidades ver Dubbel – Manual do Engenheiro Mecânico). A tabela 20 da AISE 6 apresenta alguns valores típicos de “f” para diferentes diâmetros de rodas com mancais de rolamento. No caso de rodas de mancal de deslizamento, o fator de atrito deve ser considerado f = 26 lb/short ton. Detalhes sobre o cálculo da potência são apresentados no item 3.2.4 utilizando os dados da especificação da tabela 9. 3.2.2. Arranjo do Mecanismo de Translação: No caso das pontes rolantes o arranjo do mecanismo de translação possui construções típicas, padronizadas em normas de dimensionamento e projeto. No caso da AISE 6 a figura 27 (ver anexo) apresenta os principais tipos de arranjos de acionamento das pontes. Apesar destes mecanismos apresentarem procedimento de dimensionamento semelhante ao do item 2, considerando apenas os critérios da norma específica, alguns detalhes devem ser observados em função das características dos eixos de transmissão, que neste caso podem apresentar comprimentos maiores. A deflexão e a vibração torsional do eixo devem ser analisadas, pois os níveis de vibração poderão ser amplificados caso as frequências naturais sejam baixas e as deflexões elevadas. O espaçamento entre os mancais dos eixos flutuantes é dimensionado considerando o diâmetro e a rotação. Para rotações superiores a 400 rpm deve ser verificado o nível de vibração a ser gerado. As recomendações sobre o diâmetro e espaçamento são mencionados na AISE 6, secção 3.9.2.2. O ângulo de deflexão do eixo de transmissão também deve ser verificado. Para um torque de 2 vezes o torque total do motor, o eixo não poderá apresentar um ângulo de torção superior a 0,3 graus/metro de comprimento. O mecanismo de translação é fixado na estrutura do carro ou da ponte. A técnica de fixação é muito importante para garantir a estabilidade, alinhamento e facilidades de manutenção para este conjunto. O exemplo de cálculo é apresentado no item 3.2.4. 3.2.3. Dimensionamento de Rodas e Trilhos: As rodas e trilhos de pontes rolantes seguem uma padronização especial em função das características de carga e ciclo de utilização destes equipamentos. A maioria das máquinas de elevação e transporte sobre trilhos também podem utilizar as mesmas especificações das pontes rolantes. A normalização destes trilhos segue diversos padrões (americano, DIN, JIS). A propriedade mais importante para estes componentes é a dureza das pistas, que esta diretamente relacionada com a capacidade de carga. A norma AISE 6 apresenta as características dimensionais e de capacidade das rodas e trilhos que utilizam o padrão ASCE e Bethlehem. Os detalhes para o projeto dos equipamentos podem ser obtidos nos catálogos de fabricantes. A especificação da roda esta diretamente relacionada com o trilho, como pode ser observado nas tabelas 9 e 10 da AISE 6 (ver anexos no final do capítulo). A definição da carga máxima da roda deve seguir o critério:

C arg a Máxima Re comendada =

C arg a Admissível da Roda Fator de Velocidade × Fator de Serviço

Onde: Carga Admissível da Roda = Ver Catálogo de Fabricante Fator de Velocidade = Ver Tabela 11 da AISE 6 = = Ver Tabela 12 da AISE 6 Fator de Serviço O número de rodas do mecanismo de translação será escolhido em função da carga aplicada nas rodas escolhidas, caso necessário devem ser utilizadas rodas de maior diâmetro. O material da roda também influencia na capacidade de carga, devendo sempre ser analisado em conjunto com o trilho utilizado. A quantidade de rodas escolhidas influencia no projeto da estrutura do conjunto de rodas e na fixação deste conjunto às vigas do carro e da ponte.

3.2.4. Exemplo de Cálculo: A figura 23 apresenta o esquema dos acionamentos da ponte rolante descrita na tabela 9. O mecanismo de translação da ponte é constituído por quatro acionamentos independentes, montados diretamente na viga principal da ponte através de uma estrutura de apoio das motorizações. Este arranjo é semelhante ao tipo A4 da AISE 6. Este sistema apresenta facilidades de manutenção e confiabilidade de desempenho, pois normalmente é dimensionado para operar em situações de emergência com três e até mesmo dois motores. O principal cuidado que deve ser observado para este arranjo é o sincronismo da velocidade dos motores, que é obtido através do controle do acionamento. Caso os motores apresentem rotações diferentes será observado um elevado desgaste das rodas da ponte. A figura 24 apresenta um detalhe de um conjunto de acionamento. Os componentes principais são: motor, freio, redutor, eixc de transmissão e acoplamentos. A utilização de eixo de transmissão curto elimina muitos problemas de vibrações na transmissão. Considerando as informações da tabela 9 e considerando uma aceleração de 0,2 m/s2 (que corresponde a 6,67 segundos para atingir a velocidade permanente de 80 m/min.), determinar os seguintes valores: a) b) c) d) e)

Especificação dos motores do acionamento da translação. Especificação dos freios da translação da ponte. Especificações da roda da ponte. Cálculo da taxa de redução para o redutor. Verificação do eixo flutuante.

a) Especificação dos motores do acionamento da translação. Para a especificação do motor será utilizado o critério da AISE 6, que determina a verificação das potências de aceleração e velocidade constante. - Potência para a aceleração:

hp = K s × K a × Wt × V

Figura 23: Arranjo do Mecanismo de Acionamento da Translação da Ponte

Figura 24: Detalhe do Conjunto de Acionamento da Translação da Ponte

O primeiro item a ser determinado é o fator de atrito “f”. Para definição do fator de atrito conforme a tabela 20 é necessário conhecer o diâmetro da roda, que esta definido no item c) e corresponde a 24 “. Neste caso a tabela 20 determina um fator f = 12 (lb/ton). Na figura 36, que corresponde a pontes rolantes com alimentação em corrente alternada e motores com controle em corrente contínua, obtem-se o fator Ka = 0,0011. A tabela 18 estabelece para ponte classe 3 o valor de Ks = 1,3. O valor de Wt corresponde a soma dos seguintes valores: peso da ponte, peso do carro principal, peso do carro auxiliar, peso da barra de carga, peso do gancho auxiliar e peso da carga no levantamento principal. O cálculo dos valores relativos ao peso das estruturas serão definidos no item 3.4. Considerando a tabela 9, especificações básicas da ponte rolante, tem-se: Wt = 108,2 + 33,3 + 14,9 + 7 +1 + 60 = 224,44 (toneladas) O valor calculado acima corresponde ao peso em toneladas métricas. A AISE 6 utiliza a tonelada americana. Para transmformar Wt em toneladas americana (short ton), devemos multiplicar o valor acima por 1,102311. Desta forma o valor de Wt a ser utilizado nos cálculos da AISE será de 247,4 (short ton). A velocidade da ponte é de 80 m/min, que corresponde a 80 x 3,2808 = 262,4 ft/min. Substituindo os valores na equação da potência de aceleração tem-se:

hp = 0,0011 × 1,3 × 247,4 × 262,4 hp = 93 HP = 69,3 (KW) (Potência Total)

- Potência para velocidade constante:

⎛ f × Wt × V ⎞ hp = ⎜ ⎟ ⎝ 33.000 ⎠ Substituindo os valores na equação acima tem-se:

hp =

12 × 247,4 × 262,4 = 23,6 HP 33000

hp = 23,6 HP = 17,59 KW (Potência Total)

Considerando os valores calculados serão especificados 4 motores de 22 KW (30 HP), com a seguinte especificação: Motor de 22 KW; 1200 rpm; 40 % ED; Classe Isolação F Obs.: o valor de 1200 rpm corresponde aos valores de taxa de redução e diâmetro de roda escolhidos nos itens seguintes.

b) Especificação dos freios da translação da ponte: Os principais parâmetros de dimensionamento dos freios são o torque no eixo de frenagem e a capacidade térmica do freio. A norma AISE estabelece como critério para a escolha dos freios do mecanismo de translação da ponte o espaço necessário para a parada total do equipamento. Este fator é muito importante para este sistema e também depende do atrito entre a roda e o trilho. O torque do eixo de cada motor será: (obs. calculado pela velocidade real do motor 1180 rpm).

T =

P 22000 = = 178 (N × m) ω 123,57

Para permitir o ajuste do sistema de freios para o sistema de translação da ponte é recomendado um fator de serviço de 1,5. Portanto o torque a ser especificado para os freios é de:

T = 178 × 1,5 = 267 (N × m) O freio do sistema de translação pode ser a disco com pastilhas ou de tambor com sapatas. Na especificação deve ser avaliada a capacidade térmica do freio que está relacionada com o número de ciclos de atuação. Os materiais de fabricação são muito importantes para garantir o bom desempenho. Os freios devem ser ajustados para que a parada total da ponte ocorra em um percurso máximo de 10% da velocidade para a condição máxima de solicitação (valores em pés e pés/minuto).

c) Especificações da roda da ponte:

A carga de trabalho da roda é obtida dividindo o peso máximo de trabalho (224,4 toneladas métricas) pelo número de rodas (8). A carga de trabalho é de 28,05 (toneladas métricas) que corresponde a 28,05 x 2,2046 = 61860 libras. A carga admissível da roda deve atender as condições previstas no item 3.2.3. Utilizando as tabelas 11 e 12 são determinados os fatores de velocidade e de serviço respectivamente:

Fator de Velocidade = 1,03 (262,4 ft/min. prevendo roda de 24” com base na carga por roda) Fator de Serviço

= 1,00 (mais de 2 milhões de ciclos)

A carga admissível deverá atender a condição:

Carga Admissível da Roda ≥ 61860 × 1,03 × 1,00 = 63716 libras. Conforme a tabela 9 da AISE 6 para roda de 24” pode ser utilizado o trilho a partir do tamanho CR 135 lb. Para este equipamento foi especificado o trilho CR 175 lb.

d) Cálculo da taxa de redução para o redutor:

Para o cálculo da redução é necessário determinar a rotação da roda do sistema de translação:

nt =

Vt 80 = = 41,77 (rpm) π × d rt π × 0,6096

Considerando a rotação do motor de 1180 rpm, tem-se:

i=

n m 1180 = = 28,25 n t 41,77

Esta taxa de redução é bastante comum para redutores de 3 eixos paralelos. Conforme figura 24 pode-se observar que foi definido um redutor de eixos paralelos. Os fatores a serem observados na seleção do redutor são: taxa de redução, potência mecânica, fator de serviço, potência térmica e dimensões para montagem no equipamento.

e) Verificação do eixo flutuante: O eixo flutuante deve ser verificado conforme as condições estabelecidas pela AISE 6. O comprimento entre as extremidades do eixo flutuante é de 932 mm, sendo utilizado acoplamento semi-flexivel. Para o diâmetro de 120 mm o comprimento de 932 mm esta bem abaixo do valor admissível (4876 mm). O ângulo de deflexão com relação à transmissão do torque deve ser verificado. O valor deve ser inferior a 0,3 graus/metro.

Θ=

2 × Tef G×J

Onde: Tef

= 5028,5 (Nxm)

G

= 8,155 x 1010 (N/m2)

J

= 2,036 x 10-5 (m4)

Substituindo valores obtem-se  = 0,006 o/m, que é inferior ao valor admissível de 0,3 o/m. No dimensionamento completo do eixo flutuante devem ser verificadas as pontas de eixo montadas nos semi-acoplamentos com relação ao torque transmitido.

Tabelas e Figuras AISE 6

3.3. Estrutura Metálica das Máquinas de Levantamento: A estrutura de construção das máquinas de levantamento segue diversas formas em função do tipo, capacidade de carga e das dimensões utilizada. As principais formas de construção podem ser divididas em: - Vigas Abertas: normalmente utiliza os perfis de construção estrutural, como por exemplo o “I”e o “U”. Esta forma construtiva é utilizada em pontes rolantes, pórticos e guindastes giratórios. Este tipo de estrutura simplifica a construção, porém tem a capacidade de carga limitada. A Figura 25 mostra um exemplo de construção de ponte rolante com perfis abertos.

Figura 25: Construção de Ponte Rolante com Vigas Abertas - Vigas Fechadas: também conhecidas como viga em caixa, ou simplesmente viga caixão, são utilizadas principalmente em equipamentos de grande porte e capacidade de carga elevada. Nas construções atuais é muito utilizada em pontes rolantes e pórticos.

Figura 26: Construção de Ponte Rolante e Pórtico com Vigas Caixão

- Treliças: são estruturas que utilizam a combinação de perfis soldados ou parafusados, obtendo vigas com elevada capacidade de carga. Os elementos construtivos podem ser cantoneiras, tubos, perfil “I”, perfil “U”, etc. Este tipo de construção é utilizada atualmente em lanças de guindastes móveis, guindastes de construção civil e máquinas de pátio de minério.

Figura 27: Construção da Barragem de Itaipú (1982) com Pórtico a Frente e Guindastes com Lanças Treliçadas ao Fundo.

O projeto e dimensionamento destas estruturas envolve o conhecimento de conceitos de resistência dos materiais, propriedades dos materiais de construção mecânica, elementos de máquinas, condições de carregamento e normas de construção de equipamentos de elevação de carga. O estudo das estruturas destas máquinas é apresentado nas literaturas da bibliografia do curso. Neste item será analisado o projeto da estrutura de pontes rolantes construídas com vigas abertas ou fechadas, utilizando como referência a AISE 6. Para outros tipos de equipamentos a maioria das

condições apresentadas são também aplicáveis, porém as condições específicas devem ser analisadas para cada caso.

3.3.1. Considerações Gerais para Estrutura de Pontes Rolantes: Esta seção é aplicada ao projeto de estruturas de vigas soldadas de pontes, estrutura do carro, elementos de junção, barras equalizadoras, conjuntos de rodas, plataformas e outros elementos necessários à resistência e rigidez do equipamento de levantamento e componentes auxiliares das pontes rolantes. Os materiais aplicados na construção das estruturas das máquinas de levantamento estão de acordo com as especificações ASTM A36 ou A572 Grau 50. Outros aços podem ser utilizados, devendo atender os requisitos necessários de propriedades mecânicas, soldabilidade, processos de alívio de tensões e outros fatores acordados entre o fabricante e comprador. 3.3.2. Cargas e Forças: 3.3.2.1. Cargas Verticais na Ponte Rolante: A seguir são definidas as cargas verticais aplicadas à estrutura principal da ponte rolante.

WA Peso de equipamento de manuseio da carga fixado rigidamente ao sistema de levantamento. WB Peso próprio da estrutura da ponte, incluindo todas as máquinas e equipamentos fixados permanentemente e futuras instalações planejadas. Não está incluido os conjuntos de rodas de translação da ponte, cabeceiras e barras equalizadoras dos conjuntos de rodas. WBE Peso próprio total da estrutura da ponte, incluindo os conjuntos de rodas, cabeceiras e vigas equalizadoras. WL Carga de levantamento, que corresponde ao peso total de levantamento do mecanismo de elevação, incluindo a carga de trabalho, todos os ganchos, barras de carga, eletroímã ou demais aparelhos requeridos para o serviço, com exceção de WA já definido anteriormente. WT Peso do carro do levantamento, incluindo todas as máquinas e equipamentos montados no carro, com exceção do bloco do gancho. 3.3.2.2. Forças Horizontais: a) Forças de Inércia: Todas as pontes rolantes devem ser projetadas para suportar as forças horizontais longitudinais devido à aceleração e desaceleração durante o movimento da ponte sobre o caminho de rolamento. Estas forças são constituídas por: -

Carga uniformemente distribuída de 20% do peso total da ponte (com exceção de todas as estruturas e mecanismos distribuídos no plano vertical do caminho de rolamento como por exemplo: conjuntos de rodas, vigas equalizadoras e vigas cabeceiras).

-

Carga concentrada de 20% do peso do motor, cabines e outros componentes não incluídos nas cargas distribuídas. Carga concentrada de 20% do peso do carro e do máximo valor de levantamento, aplicada no contato da roda com o trilho do carro do levantamento. Esta carga concentrada deve ser posicionada para produzir a máxima tensão devido ao momento ou cisalhamento nas vigas. Todas as forças longitudinais de inércia devem ser multiplicadas pela relação: Número de Rodas Movidas da Ponte Número Total de Rodas da ponte b) Forças de Impulso Horizontal: As pontes rolantes com mecanismo de guia vertical da carga devem ser projetadas para suportar as forças do impulso provocado na parte inferior da viga. As forças são descritas a seguir: - Forças na direção da translação da ponte: Número de Rodas Movidas da Ponte (1) 0 ,2 × (W A + WT + WBE ) × Número Total de Rodas da Ponte (2) Força horizontal que provoca a rotação do carro na direção da translação da ponte quando o comprimento da posição de aplicação da força estiver na posição mínima. A menor força calculada em (1) e (2) deve ser considerada como a força aplicada na direção da translação da ponte. - Forças na direção da translação do carro: (1) 0 ,2 × (W A + WT ) ×

Número de Rodas Movidas da Ponte Número Total de Rodas da Ponte

(2) Força horizontal que provoca a rotação do carro na direção da translação do carro quando o comprimento da posição de aplicação da força estiver na posição mínima.

A menor força calculada em (1) e (2) deve ser considerada como a força aplicada na direção da translação do carro.

3.3.2.3. Carga Axial:

A carga axial é definida como sendo o esforço lateral atuando em ambas as direções perpendiculares ao trilho da ponte, aplicada no contato dos flanges das rodas.

Considerando a rigidez da estrutura de sustentação dos trilhos, a carga axial deve ser considerada como sendo 60% da carga total, aplicada em cada lado, exceto para outras considerações da instalação. A carga axial total recomendada deve ser a maior entre as duas categorias descritas a seguir:

1. Porcentagem da carga de levantamento pelo tipo de ponte: 30%(WL) Ponte de Manuntenção/Ponte de Sala de Motores 40%(WL) Ponte de Laminação e da Aciaria 100%(WL) Caçambas, eletroímã, pátio de placas, poço de carepa, poço de escória, estripador 200%(WL) Pontes de área de estocagem e embarque. 2. 20% da carga máxima no conjunto de rodas do acionamento (para qualquer tipo de ponte). 3.3.2.4. Forças de Distorção: As vigas principais e as vigas cabeceiras da ponte podem ser consideradas como um quadro contínuo no plano horizontal. O procedimento para avaliação da distorção do quadro é apresentado no anexo da AISE 6. A análise da estrutura de vigas em quadro deve ser utilizada para determinar os momentos máximos e forças de cisalhamento nos pontos críticos da estrutura devido às forças horizontais de inércia e as forças de distorção. Os cálculos deste item não são aplicados para pontes com conexões pinadas , como por exemplo em pórticos e semi-pórticos. 3.3.2.5. Cargas de Vento: As cargas de vento ocorrem nos equipamentos que operam em locais abertos e devem ser calculadas considerando as condições climáticas locais, altura acima do piso e a forma dos componentes individuais que formam a estrutura. O cálculo das cargas de vento podem ser efetuadas conforme informações da ASCE 7-95, ABNT NBR 8400/1984 item 5.5.4 ou Ernst Capítulo XII item B. Para determinação das combinações de carga, a carga de vento em serviço deve ser considerada como sendo 25% da carga total do vento. 3.3.2.6. Efeitos de Colisão:

A estrutura da ponte rolante deve ser calculada para suportar as forças de colisão determinadas no projeto dos batentes e dos pára-choque, cujos critérios de projeto são descritos na parte de mecânica da AISE 6/91.A ABNT NBR 8400/1984 também apresenta as considerações básicas para a determinação dos esforços de colisão. Os cálculos detalhados devem considerar o tipo de pára-choque e batente especificado, bem como as demais proteções do equipamento.

3.3.2.7. Impacto: Cargas verticais devido ao impacto também devem ser adicionadas às cargas de levantamento pela aplicação de fatores de impacto conforme descrito abaixo: (1) Pontes de Aço Líquido

0,2 x WL

(2) Pontes de Laminação

0,3 x WL

(3) Pontes de Caçambas, Eletroímã e de Pátios de Estocagem

0,5 x WL

(4) Estripador e Ponte de Poço de Escória ou Carepa

0,5 x WL ou 0,3 x (WL + WA) (*)

(*) Considerar o maior valor.

A estrutura dos conjuntos de rodas da ponte e do carro do levantamento devem ser projetados para um fator de impacto de 25% da carga da roda, aplicado em cada roda separadamente. 3.3.2.8. Cargas das Plataformas: Em complementação às cargas aplicadas, exceto em consideração a fatores específicos do serviço utilizado, todas as plataformas das pontes rolantes devem ser projetadas para suportar uma carga de 50 lb/ft2 (244,14 Kgf/m2) mais uma carga concentrada de 500 lb (227 Kgf). A carga concentrada deve mover para qualquer ponto da plataforma e deve ser considerada no ponto onde causa a maior tensão. As estruturas para o suporte de itens mais pesados, tais como: painéis, resistores e ar condicionado; devem ser analisadas separadamente. As cargas de trabalho sobre a plataforma não precisam ser adicionadas às cargas de trabalho da ponte e do carro de levantamento. 3.3.2.9. Momento de Flexão e Carga de Cisalhamento: Para a aplicação das cargas verticais a viga da ponte deve ser considerada como sendo uma viga simples com vão igual à distância entre os centros dos trilhos da translação da ponte.

Nas vigas com menos de dois eixos de simetria, o centro de cisalhamento pode ser determinado para distribuir o cisalhamento devido à carga vertical ou lateral, ou ambas, bem como para determinar os momentos torsionais. Quando a assimetria é pequena o centro de cisalhamento pode ser considerado como sendo o centróide da seção reta. 3.3.2.10. Momento Torsional: As cargas e forças que provocam tensões torsionais na viga são:

(1) Partidas e paradas do motor de translação da ponte. O momento na base do redutor é a diferença entre os torques de entrada e saída. Considerar que o torque do motor na partida é de 200% do nominal. (2) Cargas apoiadas na lateral das vigas, tais como: passarelas, acionamento da ponte, barras coletoras, cabines e controles. Estes momentos devem ser calculados com as respectivas forças devido ao peso multiplicado pela distância horizontal entre os respectivos centro de gravidade (ou linha de atuação da força) e o centro de cisalhamento da seção da viga. (3) Forças horizontais atuando de forma excêntrica ao centro de cisalhamento da viga. O momento de torção deve ser considerado como sendo o produto da força multiplicado pela distancia ao centro de cisalhamento da viga. Para vigas caixão com área de flange (mesa) de compressão inferior a 50% do flange (mesa) de tração e com pequena diferença entre a área das duas almas, o centro de cisalhamento pode ser considerado no eixo do centróide da seção reta. O momento total é a soma algébrica do momento resultante para cada carga. Cargas torsionais secundárias, causadas por excentricidades resultantes de deflexão das cargas podem ser desprezadas.

3.3.2.11. Tensão de Cisalhamento: A tensão máxima de cisalhamento na alma da viga caixão é a soma das máximas tensões devido às forças resultantes de cisalhamento somada às tensões devido ao momento de torção.

f v (max) = f vb + f vt Para a viga caixão em torno do eixo vertical, com espessura tw em cada alma, a tensão de cisalhamento na chapa da alma, devido à força vertical de cisalhamento resultante V, deve ser determinada pela seguinte equação:

f vb =

V×Q (2 × I x × t w )

Para vigas assimétricas a tensão de cisalhamento pode ser determinada pela análise do fluxo de cisalhamento. A tensão de cisalhamento devido ao momento torsional na viga caixão pode ser obtida pela seguinte equação:

f vt =

Mt (2 × A × t w )

Nas equações acima tem-se:

V Q Ix tw Mt A

= Força de Cisalhamento = Momento Estático de Área = Momento de Inércia em relação ao eixo x-x = Espessura da Alma = Momento de Torção = Área Total da secção reta da viga caixão

3.3.3. Considerações Básicas para as Tensões Admissíveis: 3.3.3.1. Dados de Tensões: Estas informações podem ser relacionadas em um relatório, definindo todas as condições de carga, força e tensões calculadas.

3.3.3.2. Tensões nos Elementos da Estrutura: As tensões admissíveis para os aços ASTM A36 e A572 Grau 50 estão relacionadas na tabela 10. Estes são os principais materiais utilizados na construção de todas as estruturas das pontes rolantes. Outros materiais certificados pela ASTM podem ser utilizados. Os dados referentes ao dimensionamento pela fadiga são apresentados no item 3.3.3.8 O uso de materiais de resistência elevada não altera os valores de tensão admissível quanto à fadiga. Tensão (1) Tensão Mínima de Ruptura, Fu (2) Tensão Mínima de Escoamento, Fy Tensão Axial Exceto para membros pinados, o menor valor de: (3) 0,60Fy 0,50Fu

A36 58,0 36,0

A572 Gr. 50 65,0 50,0

22,0 29,0

30,0 32,5

(4)

(5)

(6) (7)

Membros pinados 0,45Fy 16,2 22,0 Compressão Axial Este valor deve ser analisado conforme item 3.3.3.7 Flexão Fibras Extremas sob Tração 0,60Fy 22,0 30,0 Fibras Extremas sob Compressão Este valor deve ser analisado conforme item 3.3.3.7 Tração ou Compressão nas Fibras Extremas de Secções Sólidas 0,75Fy 27,0 37,5 Cisalhamento 0,40Fy na secção da alma, exceto limitações do item 3.3.3.7 14,4 20,0 Apoios Diafragmas e outras superfícies em contato 0,75Fy 27,0 37,5 Para a definição de conceitos e nomeclaturas deve ser consultado o Manual da AISC Tabela 10: Tensões Admissíveis para Aço ASTM A36 e ASTM A572 Grau 50 – (ksi) 1 kgf/cm2 = 14,223 lb/pol2 (psi)

3.3.3.3 Combinações de Carga de Projeto e Fator de Resistência: A tabela 11 apresenta as combinações de carga para o projeto da estrutura das pontes rolantes.

Combinação de Carga

(1)

(2)

(3) (4) (5) (6)

Peso Próprio (WB) Carga Móvel (WL+WT) Impacto Vertical (0,2WL) Carga de Vento em Serviço Forças de Inércia Carga Axial Forças de Distorção Peso Próprio (WB) Carga Axial Impacto Vertical (0,2WL) Forças de Inércia Peso Próprio (WB) Impacto Vertical (0,2WL) Forças de Colisão Peso Próprio (WB) 200% da Carga de Levantamento ** Peso Próprio (WB) Carro do Levantamento sem Carga na Extremidade Carga de Vento Máxima Peso Próprio (WB) Carga Móvel, sem a Carga de Levantamento (WT) Carga de Vento em Serviço

Fator de Tensão * 1,0 x tensão admissível com referência à tabela 10, sem redução para cargas repetitivas

1,0 x tensão admissível quanto à fadiga 1,50 x tensão admissível 1,50 x tensão admissível 1,50 x tensão admissível 1,50 x tensão admissível

Forças de Inércia Rotações Forças de Distorção * Em nenhum caso a tensão admissível pode superar 0,9Fy **200% da Carga do Levantamento para o motor do levantamento é aplicado tanto para motores AC e DC que possuem controle e proteção contra à sobre carga para limitar o torque. Tabela 11: Combinações de Carga 3.3.3.4. Tensões nas Soldas: As tensões admissíveis da solda na respectiva área efetiva deve ser: (1) Juntas de Penetração Total: As tensões admissíveis são as mesmas do metal de base. Todas as soldas da mesa da viga devem ser de penetração total e devem receber acabamento fino na direção das tensões. Estas soldas devem ser inspecionadas por radiografia e devem ser aceitas ou rejeitadas com base em código de inspeção, AWS Structural Welding Code D1.1 1996 Seção 6.12.2.

(2) Solda Filetada: A tensão efetiva na garganta do filete é considerada como sendo a tensão de cisalhamento, independente da direção de aplicação. As tensões admissíveis do material da solda são as seguintes: Eletrodos E70XX = .27(70) = 18,9 ksi Eletrodos E60XX = .27(60) = 16,2 ksi A tensão de cisalhamento admissível no metal de base deve ser a seguinte: Tensão de Cisalhamento do Aço A36 = 0,4(36) = 14,4 ksi Aço A575, Grau 50 = 0,4(50) = 20,0 ksi Complementando as tensões estáticas admissíveis, os seguintes requisitos também devem ser aplicados: (1) A variação de tensão do metal de base na solda não deve ultrapassar as tensões admissíveis obtidas na tabela 14 para a Condição de Carregamento apropriada , e para a respectiva Categoria de Tensões determinada pelo detalhe da solda conforme tabela 4 da AISE 6/91. A faixa de Tensão de Cisalhamento Admissível na garganta do filete contínuo ou intermitente é baseado na Categoria de Tensão “F”. (2) Somente eletrodo de baixo hidrogênio deve ser usado quando utilizado o aço A36 com espessura superior a 1 in. no caso do aço ASTM A572 Grau 50 para qualquer espessura. 3.3.3.5. Soldas Temporárias:

As soldas temporárias devem ter os mesmos procedimentos das soldas definitivas. Estas soldas devem ser removidas, a menos que sejam permitidas pelo responsável pelo projeto. Durante a remoção o acabamento final da superfície deve ficar igual ao original. Nenhuma solda suplementar é admissível sem a aprovação do engenheiro responsável pelo projeto. Soldas suplementares que não foram removidas ou que foram incorporadas ao equipamento devem ser registradas na revisão dos desenhos do equipamento. 3.3.3.6. Tensões em Junções Parafusadas: 3.3.3.6.1. Tensões Básicas: A tabela 12 apresenta as tensões admissíveis nos parafusos conforme especificação ASTM. No dimensionamento das junções deve ser considerado o diâmetro nominal do parafuso. A área efetiva de contato do parafuso com o furo deve ser o diâmetro multiplicado pela espessura da chapa de junção. As uniões sujeitas ao cisalhamento entre as partes conectadas devem ser dimensionadas considerando o efeito de deslizamento de contato. O controle deste efeito é realizado pela tensão de aperto dos parafusos. As junções submetidas a variações de tensão ou quando o deslizamento é indesejável, devem ter controle de aperto para garantir a correta fixação dos elementos. Os furos do parafuso devem ser mandrilhados ou usinados. As superfícies de contato das juntas que não podem deslizar em serviço devem ser isentas de óleo, tinta, sujeira ou revestimentos superficiais que reduzem o coeficiente de atrito abaixo de 0,33. Tensões de Trabalho para Parafusos, ksi * Condição de Carregamento ASTM A325 ASTM A490 Tração Aplicada, Ft 44,0 54,0 Cisalhamento, Fv – Conexões com Deslizamento Crítico Furos de Tamanho Padrão 17,0 21,0 Furos longos e encaixes curtos 15,0 18,0 Furos com encaixe longo Carregamento Transversal 12,0 15,0 Carregamento Paralelo 10,0 13,0 2 -3 1 kgf/cm = 14,2234 x 10 ksi * Os detalhes sobre as definições desta tabela devem ser obtidos na AISE 6 e manuais AISC Tabela 12: Valores de Tensões de Trabalho para Junções Parafusadas 3.3.3.6.2. Tração Pura e Tração e Cisalhamento Combinados: Os parafusos de alta resistência devem ser utilizados nas uniões sujeitas a tensões combinadas. Os parafusos submetidos à tração direta devem ser dimensionados com referência a sua área nominal, de tal forma que a tensão não ultrapasse o valor da tabela 12. A carga aplicada deve ser a soma da carga externa e a tração resultante pela ação de arrancamento. A tração devido à ação de arrancamento deve ser considerada de acordo com o método de aperto utilizado, que pode ser obtido nos manuais da AISC. Para as tensões combinadas de tração e cisalhamento utilizando parafusos de alta resistência as tensões admissíveis da tabela 12 devem ser modificadas conforme os manuais da AISC.

3.3.3.6.3. Fadiga: Os parafusos de alta resistência submetidos aos efeitos combinados de cargas externas e arranchamento com fadiga devem ser projetados de acordo com os procedimentos da AISC. 3.3.3.7. Tensões de Compressão: 3.3.3.7.1. Colunas: A tensão média admissível de compressão na seção reta de uma coluna ou suporte carregado axialmente, Fa; quando Kl/r, a maior razão efetiva de esbeltez de algum segmento sem apoio, é menor do que Cc, será:

⎡ ⎛ K × L ⎞2 ⎤ ⎟ ⎥ ⎢ ⎜ ⎢1 − ⎝ r ⎠ ⎥ × F y 2 ⎢ 2 × Cc ⎥ ⎢ ⎥ ⎢⎣ ⎥⎦ Fa = N

⎛K×L⎞ ⎛K×L⎞ 3×⎜ ⎟ ⎟ ⎜ 5 r ⎠ ⎝ r ⎠ ⎝ N= + − 3 3 8 × Cc 8 × Cc Cc =

3

2 × π2 × E Fy

A tensão média admissível de compressão na seção reta de uma coluna ou suporte carregado axialmente, quando Kl/r for superior a Cc, será:

Fa =

12 × π 2 × E ⎛ K×l ⎞ 23 × ⎜ ⎟ ⎝ r ⎠

2

3.3.3.7.2. Viga e Mesa da Viga:

(1) Secção Aberta: Para as construções com perfis (I, U, L), ou para secções com alma simples e mesas simétricas em torno do eixo vertical, a tensão admissível de compressão deve ser o maior valor obtido nas equações definidas na AISE 6/91 Seção 2.2.13.2 (1), porém não superior a 0,60Fy.

(2) Secção Fechada: A tensão de compressão normal permissível devido ao momento de flexão em torno do eixo horizontal, Fbx, deve ser inferior a tensão admissível básica devido à falta de apoio

lateral juntamente com a torção lateral, ou quando a relação entre a largura e espessura da mesa de compressão for superior ao valor admissível sem nenhuma redução de tensão. A tensão permissível, Fbx para uma viga caixão sem suporte lateral pode ser determinada pela utilização da equação que define Fa, conforme item 3.3.3.7.1, considerando o valor de K igual a 1, sem o coeficiente de esbeltez definido na equação abaixo:

5,1 × L × S x ⎛l⎞ ⎜ ⎟= J × Iy ⎝r⎠

A relação l/r para a seção da viga caixão em torno do eixo neutro vertical não pode ser superior ao valores da tabela 13. Quando a relação não suportada entre a largura e espessura, w/t, de uma secção tipo caixa de um flange (mesa) de compressão, b, superar o limite, wc/t, relacionado na tabela 13, o projeto será aceito se a tensão média for menor do que a tensão básica admissível multiplicada pela relação w/wc sendo w a largura sem suporte existente e o valor wc definido na tabela 13.

Fy, ksi

0,60Fy, ksi

Cc =

2×π2 × E Fy

b 95 = Secção Aberta ∗ t Fy

wc 238 = Secção Aberta t Fy

36

22

126,1

15,8

39,7

60

30

107,0

13,4

33,7

Tabela 13: Valores Limites para Mesa de Compressão

3.3.3.7.3. Tensão Combinada de Flexão: A tensão reduzida permissível de compressão na mesa, determinada no item anterior (considerando a torção lateral) ou determinado pela procedimento sugerido quando w é maior do que wc é utilizada somente para a carga vertical. A tensão média considerando todas as cargas, laterais e verticais combinadas, devem ser verificadas pelas seguintes formulas:

f bx f by + ≤1 Fbx Fby No caso de secções abertas, fby deve ser calculada com referência ao módulo da secção do flange de compressão isoladamente, incluindo 1/6 da área da alma, em torno do eixo vertical (y-y). Para secções tipo caixão com diafragmas ou secção adequada à aplicação, fby deve ser calculada utilizando o módulo da secção completa em torno do eixo vertical (y-y). Fbx é a tensão admissível reduzida apenas para cargas verticais, sendo igual à Fa para a relação de esbeltez equivalente. O valor de Fby = -0,60Fy. Os valores de fbx e fby referemÀse as tensões de flexão calculadas com relação às cargas verticais (3.3.2.1) e horizontais (3.3.2.2), que geram os momentos em torno do eixo x-x e y-y. Os valores Fbx e Fby, referem-se às tensões admissíveis de tração e compressão que estão definidas na tabela 10. 3.3.3.7.4. Enrijecedores da Viga e da Alma: 3.3.3.7.4.1. Chapa da Alma e Enrijecedores Verticais: Exceto quando diafragmas ou enrijecedores verticais são utilizados, a relação h/t da chapa da alma não deve ser superior ao menor valor entre:

240 fv

ou

380 Fy

O espaçamento dos enrijecedores transversais, diafragmas cheios ou estruturas de reforço na secção da viga, quando requerido, não deve ser superior ao menor valor entre:

320 × t w fv

ou

500 × t w Fy

O espaçamento requerido não deve ser superior ao valor de h, profundidade não suportada da chapa da alma, independente do valor calculado nas expressões acima. Caso a tensão máxima de cisalhamento em ksi devido à flexão e torção combinada seja inferior ao valor calculado na expressão abaixo, o espaçamento dos diafragmas cheios deve ser

determinado apenas pelos requisitos de torção, isto é, para manter a forma da secção reta e distribuir as forças concentradas excentricamente ao centro de cisalhamento.

57.600 ⎛h⎞ ⎜⎜ ⎟⎟ ⎝ tw ⎠

2

O momento de inércia de um par de enrijecedores intermediários, ou um enrijecedor intermediário simples, com referência ao eixo no plano da alma, não deve ser inferior ao valor abaixo.

⎛ h⎞ I=⎜ ⎟ ⎝ 50 ⎠

4

Os enrijecedores intermediários não devem ser soldados na mesa de tração. As soldas de fixação dos enrijecedores intermediários com a alma devem ser terminadas com mais 4 e menos de 6 vezes a espessura da lama com relação à junção da mesa com a alma.

3.3.3.7.4.2. Chapa da Alma e Enrijecedores Horizontais (longitudinais): Exceto quando enrijecedores horizontais são utilizados, a relação h/t da chapa da alma não deve ser superior ao menor valor entre:

760 1000 ou fb Fy Caso os enrijecedores horizontais (longitudinais) sejam utilizados a relação da chapa da alma não deve ser superior ao menor valor entre:

1520 2000 ou fb Fy A linha de centro do enrijecedor horizontal tipo barra ou a linha de contato do enrijecedor angular, deve ser posicionada a h/5 da superfície interna da mesa (flange) de compressão. O momento de inércia mínimo enrijecedor horizontal deve ser obtido com a expressão: Io = h × t w

3

⎛ ⎞ a2 ⎜ × ⎜ 2,4 × 2 − 0,13 ⎟⎟ h ⎝ ⎠

3.3.3.7.4.3. Suportes da Alma “Crippling”: As cargas concentradas não suportadas por enrijedores não podem gerar um tensão de compressão na base do filete de solda da alma superior a 0,75Fy.; neste caso, suportes enrijecedores serão necessários. As fórmulas que determinam a utilização são as seguintes: Para carga interior:

R ≤ 0,75 × Fy t w ×(N + 2 × k ) Para reações de extremidades:

R ≤ 0,75 × Fy t w ×(N + k ) Onde:

R tw N k

= Carga concentrada ou reação = Espessura da alma = Comprimento do suporte (superior a k para as reações nas extremidades) = Distância da face externa da mesa a base do filete de solda da alma

3.3.3.7.4.4. Chapas Enrijecedoras em Compressão: A seguir são definidas as equações para determinação dos momentos de inércia das chapa enrijecedoras na mesa submetida à compressão.

- Para um enrijecedor longitudinal no centro da mesa submetida à compressão, o momento de inércia deve ser superior ao valor definido abaixo:

2 ⎡ ⎛a⎞ ⎛a⎞ ⎛ A × a ⎞⎤ 3 I o = ⎢0,6 × ⎜ ⎟ + 0,2 × ⎜ ⎟ + 3,0 × ⎜ 2s ⎟⎥ × b × t ⎝b⎠ ⎝b⎠ ⎝ b × t ⎠ ⎦⎥ ⎣⎢

Onde:

a

= Distância longitudinal entre os diafragmas ou erijecedores transversais

As t

= Área do enrijecedor = Espessura da chapa do enrijecedor

O momento de inércia não precisa ser superior ao valor abaixo, para qualquer caso:

⎧ ⎛ A ⎞ ⎡ ⎛ A ⎞⎤ ⎫ I o = ⎨2,2 + 10,3 × ⎜ s ⎟ × ⎢1 + ⎜ s ⎟ ⎥ ⎬ × b × t 3 ⎝ b × t ⎠ ⎣ ⎝ b × t ⎠⎦ ⎭ ⎩

- Para dois enrijecedores, dividindo a mesa inferior em três partes, o momento de inércia é obtido na expressão:

2 ⎡ ⎛a⎞ ⎛a⎞ ⎛ A × a ⎞⎤ 3 I o = ⎢0,4 × ⎜ ⎟ + 0,8 × ⎜ ⎟ + 8,0 × ⎜ 2s ⎟⎥ × b × t ⎝b⎠ ⎝b⎠ ⎝ b × t ⎠ ⎥⎦ ⎢⎣

O momento de inércia não precisa ser superior ao valor abaixo, para qualquer caso:

2 ⎡ ⎛ A ⎞ ⎛ A ⎞ ⎤ I o = ⎢9 + 56 × ⎜ s ⎟ + 90 × ⎜ s ⎟ ⎥ × b × t 3 ⎝ b×t ⎠ ⎝ b × t ⎠ ⎥⎦ ⎢⎣

- Para três enrijecedores equidistantes, limitado pela relação a/b menor do que três, o momento de inércia é obtido na expressão:

2 ⎡ ⎛a⎞ ⎛a⎞ ⎛ A × a ⎞⎤ 3 I o = ⎢0,35 × ⎜ ⎟ + 1,10 × ⎜ ⎟ + 12,0 × ⎜ 2s ⎟⎥ × b × t × b b b t ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎦⎥ ⎣⎢

3.3.3.8. Fadiga:

3.3.3.8.1. Classes de Serviço para a Fadiga Estrutural:

O ciclo equivalente de amplitude constante pode ser determinado pelo ciclo de trabalho da ponte utilizando a seguinte equação:

⎛ S N eq = ∑ ⎜⎜ Ri ⎝ S Rref

⎞ ⎟⎟ ⎠

K3

× ni

Onde:

Neq

= Número Equivalente de Ciclos de Amplitude de Tensão Constante, SRref

SRi

= Faixa de tensão para a ith parcela do espectro de carregamento variável. Para a estrutura do carro este valor normalmente é o valor da carga de levantamento, WL. Para a estrutura da ponte este valor normalmente é a soma da carga de levantamento, peso do carro e dispositivos de manuseio da carga (WL+ WT+ WA). O impacto e a carga horizontal também deve ser consideradas.

ni

= Número de ciclos para a ith parcela do espectro de carregamento variável.

SRref

= Nível da tensão de referência para a qual Neq é considerado. Usualmente, porém não necessariamente, é o nível da tensão máxima considerada. Este valor não pode ser inferior ao valor K4 do Apêndice B.

K3

= 5,82 para a Categoria de Tensões “F”, e 3,00 para as demais Categorias de Tensões (tabela do Apêndice B)

A classe de serviço das pontes é definida pelas seguintes considerações:

Ciclos Equivalentes

Classe de

de Amplitude

Serviço

Constante Menos de 100.000

1

100.000 a 500.000

2

500.000 a 2.000.000

3

Mais de 2.000.000

4

3.3.3.8.2. Nível de Tensão Admissível sob Carga Repetida:

Os componentes submetidos a cargas variáveis devem ser projetados para a máxima tensão de acordo com a Seção 3.3.3. e para os valores máximos de tensão da tabela 14. Para os detalhes dos níveis de tensão deve ser utilizada a AISE 6/91, tabela 4.

Categoria

Classe de

Classe de

Classe de

Classe de

AISE 6/91 –

Serviço 1

Serviço 2

Serviço 3

Serviço 4

A

63

37

24

24

B

49

29

18

16

B’

39

23

14,5

12

Tab. 4

C

35,5

21

13

10, 12b

D

28

16

10

7

E

22

13

8

4,5

E’

16

9,2

5,8

2,6

F

15

12

9

8

a. O nível de tensão é definido pela diferença algébrica entre a tensão máxima e a tensão mínima. A tração e a compressão têm sinais opostos na operação algébrica. b. Para o material de base adjacente ao enrijecedor transversal ou solda do diafragma na alma ou mesa.

Tabela 14: Nível de Tensão Admissível a Fadigaa

3.3.3.8.3. Tensão de Cisalhamento:

Para os cálculos pertinentes às cargas repetidas, conforme Categoria F da tabela 14, aplicado ao filete de solda, o termo tensão de cisalhamento refere-se a tensão resultante de todos os componentes de tensão atuando na garganta da área da solda.

3.3.4. Estrutura da Ponte e do Carro:

3.3.4.1. Detalhes da Estrutura da Ponte:

As soldas intermitentes não são permitidas na conexão da alma com a mesa e na fixação da chapa de desgaste com a mesa. As soldas intermitentes aplicadas em outros locais devem ser dimensionadas considerando as limitações dos critérios de fadiga. Os parafusos de alta resistência devem ser espaçados com o valor máximo de 12 vezes a espessura da chapa mais fina nos elementos de compressão.

As juntas soldadas na alma ou mesa da viga devem ser de penetração total. As juntas parafusadas devem ser dimensionadas pela média entre a tensão calculada à tensão admissível dos elementos da união mas não deve ser menor do que 75% da tensão admissível dos elementos da união. A relação entre o vão e a profundidade, l/d, deve ser menor do que 18. A relação entre o vão e a largura, l/b, deve ser menor do que 60, e deve atender a relação:

l Tensão Máxima do Flange devido a C arg a Vertical( Sem Im pacto ) l × > d Tensão Máxima devido a Carga Horizontal b

Figura 28: Construção da Viga Principal da Ponte Rolante.

A deflexão vertical total da viga para a carga móvel (WL+ WT + WA) e não considerando a carga e o peso próprio da viga não deve ser maior do que 0,001 mm/mm do vão. A viga deve ter uma flecha positiva de fabricação correspondente a deflexão causada pelo peso próprio somada a metade da deflexão causada pela carga móvel (WL+ WT + WA). As tolerâncias da deflexão devem estar de acordo com a AWS D1.1. Diafragmas cheios são requeridos na viga nos locais de sustentação dos suportes das passarelas, suportes do acionamento da ponte e pedestais dos mancais dos eixos de acionamento. Enrijecedores externos suplementares adjacentes aos diafragmas podem ser necessários para transmitir as forças locais ao fundo da mesa. Enrijecedores verticais ou diafragmas cheios podem ser intercalados quando requeridos pela Seção 3.3.3.7.4.

Além dos diafragmas cheios, diafragmas curtos podem ser utilizados quando necessário transmitir a carga da roda do carro incluindo o impacto para a chapa da alma e limitar a tensão máxima do trilho do carro em 20 ksi, conforme expressão:

f br =

( c arg a de impacto na roda, kips) × (distância entre suportes, in)) (6) × (Módulo de Resistência da Secção do Trilho)

A espessura e espaçamento dos diafragmas devem ser suficientes para suportar as cargas da roda do carro do levantamento. As pontes rolantes devem ter chapa de desgaste ao longo de todo o apoio do trilho sobre a viga. Esta chapa deve ter pelo menos 3/8 in de espessura, com largura pelo menos igual à base do trilho, sendo soldada diretamente na mesa da viga. Esta chapa não é considerada nos cálculos das propriedades da secção da viga. O projeto da viga da ponte deve considerar detalhes para eliminação do acúmulo de água, óleo e outros líquidos. Caso seja especificado, devem ser previstos furos para permitir a expansão e contração do ar acumulado na viga devido às variações de temperatura. Cuidados especiais devem ser tomados com as pontes rolantes que trabalham em locais abertos, pois o acúmulo de água pode provocar a corrosão da estrutura. Deve ser previsto um número adequado de parafusos, com furos calibrados, para permitir o alinhamento na conexão entre as vigas e as cabeceiras e garantir o perfeito alinhamento dos conjuntos de rodas. As conexões devem ser identificadas para facilitar a montagem. A extremidade de conexão da viga deve ser dimensionada pelas combinações de carga (1) e (2). O detalhe do encaixe deve considerar as limitações da tensão de fadiga conforme item 3.3.3.8.

A figura 28 apresenta detalhes da viga principal de uma ponte rolante durante a fase de fabricação.

3.3.4.2. Efeitos Concentrados na Roda:

A tensão local no diafragma que suporta o trilho deve ser considerada distribuída transversalmente por uma distância igual à largura da base do trilho somada com duas vezes a espessura da chapa da mesa e chapa de desgaste. Para as aplicações onde o trilho é centrado em relação a uma das almas, a tensão de flexão local na mesa é calculada,. fbw, deve ser obtida na expressão:

f bw =

P × tf h × 4 2 × (I R + I F ) 8 × (I R + I F ) tw

Onde:

h

= Profundidade da alma

IF

= Momento de Inércia da Porção Efetiva da Mesa Superior

IR

= Momento de Inércia do Trilho

P

= Carga máxima local da roda

tw

= Espessura da chapa da alma

tf

= Espessura da chapa do flange

3.3.4.3. Suportes da Roda, Conjunto de Rodas e Barras Equalizadoras (Balancins):

A distância das rodas extremas de apoio da ponte não deve ser menor do que 1/6 do vão. Para pontes rolantes com 8 ou mais rodas, deve ser considerada a distância entre centros das duas rodas externas. Na estrutura inferior do elemento de sustentação da roda, com uma distância máxima de 1 in acima do trilho, devem ser previstos batentes reforçados para prevenir um excessivo impacto no caso de quebra da roda, eixo ou suporte da roda. Os elementos de sustentação das rodas devem ser projetados de tal forma a facilitar a troca deste componente. Sapatas de apoio devem ser previstas para a instalação de macacos para a troca das rodas. Os limpa trilho devem ser montados nas quatro extremidades da ponte, sobre o trilho, para evitar a entrada de material entre a roda e o trilho. O projeto das estruturas destes componentes deve ser de acordo com as combinações de carga (1) e (2). Detalhes da estrutura são dimensionados considerando as limitações das tensões de fadiga 3.3.3.8. O impacto é considerado conforme 3.3.3.7. e a carga axial de acordo com o item 3.3.3.3. As partes das estruturas composta por secções abertas devem considerar os efeitos torsionais da carga axial.

3.3.4.4. Cabeceiras:

Deve ser dimensionada conforme combinações de carga (1) e (2). Os detalhes da estrutura devem considerar as limitações de fadiga conforme item 3.3.3.8.A conexão parafusada com a viga deve ser dimensionada pelo momento torsional na extremidade da viga bem como o movimento lateral devido à inércia. O momento devido à inércia provoca uma reversão completa das tensões. Os detalhes referentes à Categoria E são os mais prováveis, particularmente na solda de junção com a viga. Soldas com penetração parcial e soldas tipo filete Categoria F ocorrem no cisalhamento.

3.3.4.5. Estrutura do Carro do Levantamento:

O carro do levantamento é constituído por uma construção de aço soldado. Todos os requisitos aplicados no dimensionamento da estrutura e conjunto de rodas da ponte também são aplicados ao carro do levantamento. Todos os suportes do dromo devem ser parte integral da estrutura do carro. As superfícies de apoio dos equipamentos devem ser todas usinadas. O uso de calços (“shims”) somente é permitido na base dos freios, motores e pedestal do mancal da extremidade do dromo.

O piso do carro deve ser todo revestido, sem aberturas, com exceção das passagens para os cabos do levantamento e do eletroímã. A chapa do piso deve ter a espessura mínima de ¼ in e deve possuir guarda corpo em todo o contorno aberto ou bordas do carro. O dimensionamento da estrutura do carro deve ser de acordo com as combinações de carga (1) e (2). Os detalhes da estrutura devem ser verificados conforme os critérios de fadiga do item 3.3.3.8. Os valores de impacto devem ser considerados conforme o item 3.3.2.7 e as forças horizontais de acordo com o item 3.3.2.2. Com relação à verificação quanto à fadiga das juntas soldadas a Categoria E é a mais provável para este tipo de estrutura. Para o cisalhamento deve prevalecer a Categoria F nas soldas de penetração parcial com chanfro e soldas de filete.

A figura 29 apresenta a montagem do carro do levantamento principal de uma ponte rolante, verificar nos detalhes o suporte do dromo e os motores de acionamento da translação do carro com acionamento direto nas rodas. Na construção do carro, figura 29, também são observados dois dromos com acionamentos independentes, que correspondem ao levantamento principal e levantamento auxiliar instalados na mesma estrutura.

Figura 29: Montagem do Carro do Levantamento Principal

3.3.4.6. Passarelas:

O nível do piso das passarelas deve ser construído com chapa anti-derrapante ou chapa expandida. Deve ser construída passarela do lado externo ao longo de toda a extensão da viga no lado do acionamento da translação da ponte. Para o lado livre a extensão da passarela deve ser o dobro do comprimento do carro de levantamento, a não ser que seja especificado passarela ao longo de toda a extensão da viga.

As passarelas devem possuir em ambos os lados chapa com altura de 6 in. nas laterais inferiores e alinhadas com o guarda corpo. As passarelas devem ter largura suficiente para garantir uma passagem livre de pelo menos 18 in. em todos os pontos, com exceção entre o guarda corpo e o acionamento da ponte onde a passagem pode ser de pelo menos 15 in. A folga entre o guarda corpo da passarela da viga da ponte e a parte extrema do carro não deve ser inferior a 18 in. A passarela da viga da ponte deve ter uma distância mínima vertical de 7 ft. em relação às estruturas do prédio. As passarelas do carro do levantamento, caso existam, devem ter largura mínima de 15 in.

3.3.4.7. Guarda Corpo:

O guarda corpo deve ser construído de aço, com altura de 42 in e um membro intermediário com 21 in. de altura em relação ao próprio piso. A chapa lateral inferior, em contato com a passarela, deve ter 6 in. de altura. O guarda corpo deve ser instalado nas passarelas da viga, extremidades da ponte, carro de levantamento, plataformas de acesso à cabine e escadas. A distância com relação aos trilhos deve ser maior do que 24 in.

3.3.4.8. Escadas e Escadas de Marinheiro:

As escadas devem instaladas para permitir o acesso às passarelas e cabine da ponte, conforme especificações de projeto do equipamento.

A localização das escadas deve evitar prejuízos a operação do equipamento, principalmente com relação à visibilidade do operador da ponte. A escada deve ser de material ante-derrapante e deve ter uma largura superior a 21 in. As escadas podem ser construídas na forma de rampa, sem degraus, sendo fixadas a estrutura pela parte inferior.

A inclinação máxima admissível é de um ângulo de 50o com a horizontal. As escadas de marinheiro deve ser construídas de aço com degraus soldados no guarda corpo para prevenir acidentes. O guarda corpo deve se extender 42 in. acima do piso de saída da escada para permitir o acesso seguro. Todas as passarelas, guarda corpo, escadas e escadas de marinheiro devem ser projetadas de tal forma a não interferir com as atividades de manutenção do equipamento. A figura 30 mostra detalhes da construção de passarela, guarda corpo, escada e escada de marinheiro na região de acesso da viga principal da ponte. Esta ponte rolante tem capacidade de 60 toneladas no levantamento principal e 10 toneladas no auxiliar.

Figura 30: Detalhes de Construção: Passarela, Guarda Corpo e Escada de Marinheiro

3.3.4.9. Cabine do Operador:

A cabine do operador deve ser construída de aço e materiais resistentes ao fogo, com uma altura livre mínima de 7 ft. com o equipamento instalado. A fixação da cabine na estrutura da ponte deve ser feita de tal forma a prevenir oscilações ou vibrações; as fixações da cabine não devem interferir com o acesso e com a visibilidade do operador. Todos os parafusos utilizados na fixação da cabine devem trabalhar com duplo cisalhamento. As cabines fechadas devem ter o teto impermeável o qual deve ter inclinação para trás permitindo o deslizamento, janelas basculantes dos três lados frontais e uma porta de acesso devem ser instaladas na cabine. Todas as janelas devem possuir vidros de segurança com boa transparência e montados em caixilhos. Especificações especiais podem ser utilizadas em função das características da aplicação do equipamento. A figura 31 apresenta alguns detalhes construtivos de uma cabine de ponte rolante de manutenção com capacidade de to toneladas no levantamento principal e 10 toneladas no auxiliar. Cabines abertas devem ter a parte traseira fechada com chapa de aço. Os outros três lados devem ter guarda corpo padrão de 42 in, com o espaço entre o piso e o membro intermediário fechado com

Figura 31: Detalhes de Projeto de Uma Cabine Fechada

chapa de aço. Caso a visibilidade do operador seja prejudicada por este tipo de construção podem ser feitas modificações sem prejuízo da segurança. O piso da cabine, que deve ser de chapa de aço, deve se extender como plataforma sendo instalados corrimãos, semelhantes às dimensões do guarda corpo, para permitir o deslocamento seguro. O piso da cabine pode ser especificado com isolamento térmico, caso necessário. As pontes rolante sujeitas à incidência de calor pela parte inferior devem receber um escudo térmico colocado 6 in abaixo do nível do piso a ser isolado. As cabines devem ter um sistema de alarme para a segurança durante o trânsito de pessoal no interior do equipamento e nas vigas de rolamento do prédio. Este sistema tem como objetivo a proteção do pessoal de manutenção e durante a troca de operadores da ponte.

As cabines devem ser projetadas para a máxima visibilidade do operador. Durante o projeto do equipamento deve ser elaborado um diagrama de visibilidade da cabine.

3.3.4.10: Outras Considerações:

Dependendo da aplicação da ponte rolante algumas especificações complementares podem ser necessárias. Segue abaixo alguns itens que devem ser considerados:

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8)

Acessos especiais para a ponte rolante com sistema de segurança. Acesso à cabine do operador. Acesso entre a cabine do operador e plataformas da ponte. Acesso entre o carro do levantamento e a parte superior da viga da ponte. Saída de emergência para o operador da ponte. Correntes nas aberturas de passagens do corrimão. Plataforma de acesso para os coletores. Plataformas de acesso para as rodas e mancais das pontes com vigas de equalização (balancins) o conjunto de rodas. (9) Aspectos ergonômicos que afetam o operador da ponte: (a) Campo de visão. (b) Posição do assento. (c) Localização e tipo de alavancas de comando, controles e instrumentos. (d) Nivel de ruido. (e) Temperatura, ventilação e qualidade do ar. (f) Redução da vibração transmitida para a estrutura da cabine. (g) Sistema de limpeza das janelas. (h) Vidros especiais da cabine com isolamento térmico, proteção contra radiação infra vermelho, respingo de aço líquido e resistência ao impacto. (10) Tubos de proteção para a estrutura e cabos em locais sujeitos a roçamentos. Os critérios de instalação devem estar de acordo com os procedimentos de cálculo do item 3.3.3.8.

(11) Suportes para os macacos devem ser previstos na estrutura dos carros do levantamento e nas vigas, para facilitar o levantamento da ponte. Os procedimentos de cálculo devem considerar os critérios do item 3.3.3.8. (12) Deve ser previsto um ponto de acesso para suportar equipamentos que devem ser movimentados na ponte rolante. (13) Montagem do trilho do carro do levantamento com calços de elastômeros devem ser compatíveis com os elementos de fixação do trilho. (14) Os trilhos devem ser com extremidades soldadas. (15) Caso seja utilizada, a chapa de desgaste deve ter largura suficiente para permitir a montagem dos elementos de fixação dos trilhos.

Figura 32: Detalhes da Construção da Estrutura do Carro Principal com Correntes nas Aberturas de Passagem do Corrimão

3.3.5. Exemplo de Dimensionamento da Viga Principal da Ponte Rolante: Neste exemplo é apresentado o dimensionamento da viga principal de uma ponte rolante conforme especificações utilizadas nos capítulos anteriores.

1. Especificações Gerais: Considerações Básicas: Ponte Rolante: Tipo de Viga: Carga Levantamento Principal: Carga Levantamento Auxiliar: Vão (L):

60/25 Ton x 16,5 m – Manuseio de Panela Vazia Secção Tipo Caixa (Viga Caixão) 60 Toneladas 25 Toneladas 16500 mm

Dados da Ponte: Classificação: Aplicação da Ponte: Fator de Impacto: Peso do Carro (WT) Peso da Barra de Carga Carga Total do Levantamento

Ponte Rolante Siderúrgica Serviço Pesado Manuseio de Panela com Escória 0,2xWL 33,3 Toneladas (Peso Est. Carro Lev. Principal) 7 Toneladas (Peso Aprox.) 67 Toneladas Total de Rodas: 8 Rodas da Ponte Rodas Motrizes: 4 Rodas do Levantamento Total de Rodas: 4 Principal Rodas Motrizes: 2 Peso Estimado da Viga Principal 39 Toneladas (equip. e estruturas auxiliares)

Procedimento de Cálculo da Viga: Conforme especificações da AISE 6/1991. A edição mais recente desta norma é de outubro de 2000, porém não existem alterações nos aspectos de dimensionamento da estrutura.

Material Utilizado para as Estruturas:

Especificação do Material:

ASTM A-36

Limite de Ruptura Mínimo:

58 Ksi (4143 Kgf/cm2)

Limite de Escoamento Mínimo:

36 Ksi (2571 Kgf/cm2)

Tensões Admissíveis:

Conforme AISE 6/91, Tabela 1, Página 5.

2. Momento das Cargas Verticais:

Cálculo do Momento do Peso Próprio (WB):

Conforme informações no item 1.2, o peso próprio referente às cargas atuantes na viga da ponte, também conhecido como peso morto, esta estimado em 39 toneladas. Esta carga é definida na AISE 6/91 pela simbologia WB. Neste valor estão incluídos o peso próprio da estrutura da viga, equipamentos mecânicos, equipamentos elétricos e estruturas auxiliares (escadas, passarelas, etc). Os equipamentos elétricos referem-se aos painéis, motores, fiação e instrumentos que são fixados na viga da ponte. Os equipamentos mecânicos correspondem aos eixos, acoplamentos, redutores e elementos de fixação. O cálculo exato deste peso somente é possível após o projeto de todos estes equipamentos. A estimativa de 39 toneladas para uma viga de 16,5 metros de vão e capacidade de ponte de 60 toneladas, envolve o conhecimento de equipamentos similares ou especificações preliminares dos diversos componentes. Após concluído o projeto deve ser efetuada a verificação dos valores considerados. Na avaliação do peso próprio devem ser consideradas futuras instalações no equipamento que possam ser previstas na fase do projeto. Para o cálculo do momento do peso próprio o valor de WB pode ser considerado como carga distribuída na extensão do vão da ponte (L).

MB =

WB × L 39 × 1650 = 8 8

M B = 8044 (ton x cm)

Cálculo do Momento da Carga Móvel (WL + WT):

A carga móvel (WL + WT) conforme definição da AISE 6/91 pág. 3 é referente ao peso total do carro do levantamento, carga de trabalho, dispositivos de levantamento da carga e outros acessórios utilizados no serviço. Neste caso o valor desta caga é 100,3 toneladas, correspondendo a 60 toneladas da capacidade da ponte, 33,3 toneladas do carro e 7 toneladas da barra de carga. A carga móvel também deve levar em consideração a carga de impacto, conforme critério AISE 6/91 pág. 3 este valor deve ser de 0,2xWL que corresponde a 13,4 toneladas.

Para o cálculo do momento máximo deve-se definir a posição crítica do carro. Conforme exemplo AISE 6/91 pág. 24, o momento máximo na secção A da viga ocorre quando a roda estiver a um quarto do centro (ver figura seguinte). Neste caso estão sendo consideradas cargas iguais em todas as rodas (centro de gravidade simétrico). Para o caso geral ver Dubbel Capítulo de Mecânica, Estática dos Corpos Rígidos. A carga em cada roda, definida por P, é de 25,1 toneladas. Neste caso não está incluído a carga de impacto que será calculada separadamente. Para o cálculo do momento da carga móvel é necessário definir as dimensões principais do carro do levantamento, como por exemplo à distância entre as rodas no mesmo trilho. Neste caso o valor considerado é de 4 metros como pode ser observado na figura a seguir:

Para as condições de equilíbrio tem-se: R 1 + R 2 = 2 × P (carga em uma viga)

∑ M em 2

= 0

R 1 × L − P × ( L 2 + b 4) − P × ( L 2 − 3 × b 4) = 0

Simplificando obtem-se:

R1 =

P ⎛ b⎞ ×⎜L − ⎟ L ⎝ 2⎠

O Momento em A, designado por ML, é obtido por:

⎛L b⎞ M L = R1 × ⎜ − ⎟ ⎝ 2 4⎠ Substituindo o valor de R1, temos:

P b⎞ ⎛ ML = ×⎜L − ⎟ 2× L ⎝ 2⎠

2

Substituindo os valores das dimensões em cm e da carga em toneladas, obtem-se:

25,1 400 ⎞ ⎛ ML = × ⎜ 1650 − ⎟ 2 × 1650 ⎝ 2 ⎠

2

M L = 15992 (ton × cm)

Cálculo do Momento de Impacto (0,2 x WL): A carga vertical de impacto corresponde a 0,2 x WL = 13,4 Toneladas. O momento desta carga pode ser calculado de forma simplificada utilizando os dados do item 2.2.

M I = 15992 ×

13,4 100,4

M I = 2134 (ton x cm)

Momento Máximo Combinado da Carga Vertical:

Apesar dos momentos máximos calculados em cada caso não coincidirem para a mesma seção da viga, será considerado para o dimensionamento o momento máximo atuando no centro da viga, somando os valores máximos de cada caso.

Carga Estática

8044 (ton x cm)

Carga Móvel

15992 (ton x cm)

Carga Impacto TOTAL

de

2134 (ton x cm) 26170 (ton x cm)

Para o cálculo detalhado deve ser traçado o diagrama de esforços cortante e momento fletor, efetuando-se a soma ponto a ponto para ser obtido o valor exato. A consideração acima esta a favor da segurança, pois o valor do momento será superior ao calculado de forma detalhada.

3. Momento das Forças Horizontais: De acordo com a AISE 6/91 pág. 3 as pontes rolantes devem ser dimensionadas para suportar forças horizontais produzidas pela aceleração e desaceleração durante o movimento sobre os caminhos de rolamento. As forças de inércia, para este exemplo, serão divididas em dois grupos: -

Cargas Distribuídas: considera o peso da viga WB.

-

Cargas Concentradas: considera a carga de levantamento WL e o peso do carro do levantamento WT, sendo dividido por duas vigas:

Obs.: neste caso as forças concentradas na viga foram incluídas no valor de WB. O cálculo das forças horizontais é feito com base no fator ff (AISE 6/91, pág. 3 e 4).

⎛ 4 rodas movidas ⎞ f f = 0,2 × ⎜ ⎟ ∴ f f = 0,1 ⎝ 8 rodas totais ⎠ As cargas para o cálculo do momento serão:

-

Cargas Distribuídas:

WH = 0,1 × 39 ∴ WH = 3,9 Toneladas -

Cargas Concentradas: PH = 0,1 × 50,2 ∴ PH = 5,02 Toneladas (em duas rodas)

A seguir é apresentado um método para o cálculo dos momentos na viga da ponte rolante, considerada como um quadro conforme a figura abaixo. As cargas são consideradas concentradas no centro da viga.

Inicialmente é calculado o momento para a extremidade engastada (MHE).

M HE =

WH × L PH × L 3,9 × 1650 5,02 × 1650 + = + 12 8 12 8 M HE = 1572 (ton x cm)

Em seguida calcula-se o momento da carga simplesmente apoiada.

M HA =

WH × L PH × L 3,9 × 1650 5,02 × 1650 + = + 8 4 8 4 M HA = 2875 (ton x cm)

A seguir é calculado o momento máximo no centro e extremidades da viga, considerando a estrutura da ponte como um quadro composto pelas travessas (vigas) e cabeceiras (uniões das extremidades). Para isto é necessário calcular a rigidez rotacional relativa, na junção das vigas, conforme equação abaixo:

Wviga Wcabeceira

=

2× 6×

I viga L

I cabeceira H

Neste caso os valores do momento de inércia I da viga e da cabeceira são iguais (Iviga = Icabeceira). O valor de H corresponde a 9,11 metros e L vale 16,5 metros. Simplificando e substituindo os valores temos:

Wviga Wcabeceira

=

2 × 9110 = 0,184 6 × 16500

Fator de distribuição dos momentos na junção.

0,184 = 0,1554 (para a viga). 1 + 0,184 1 - 0,1554 = 0,8446 (para a cabeceira). Momento Máximo na Cabeceira.

M Hcabeceira = M HE × 0,8446 = 1328 (ton x cm) Momento Máximo na Viga (linha de centro).

M H = M HA − M Hcabeceira = 2875 - 1328 = 1547 (ton x cm)

A AISE 6/91 página 26 apresenta apenas o diagrama de momentos e não apresenta um método de cálculo detalhado para os momentos horizontais. Como sugestão de estudo recomenda-se o melhor detalhamento do método descrito acima e verificação dos cálculos apresentados no exemplo da AISE 6/91.

4. Momentos Torsionais:

As condições de cisalhamento máximo ocorrem com a aproximação do carro em uma das extremidades da viga principal, conforme posicionamento descrito na figura a seguir.

O máximo valor de cisalhamento ocorre para a = 0, conforme descrito na figura. As cargas atuantes nestas condições determinam as reações de apoio calculadas a seguir:

-

Peso Próprio (WB):

R 1B =

-

WB ∴ R 1B = 19,5 toneladas 2

Carga Móvel (WL + WT):

R 1L = P + P ×

-

1250 ∴ R 1L = 44,1 toneladas 1650

Carga de Impacto (0,2 x WL). Em cada roda: PI = (0,2 x WL)/4:

R 1I = PI + PI ×

1250 ∴ R 1I = 5,9 toneladas 1650

O Momento Torsional ocorre em função da excentricidade das forças verticais e horizontais. Neste exemplo será considerado apenas o Momento Torsional devido à montagem do trilho na lateral da viga. As demais cargas que provocam momento torsional não serão consideradas, pois neste caso o efeito é muito inferior ao da carga móvel. Para detalhes do cálculo do momento torsional de outras cargas recomenda-se o exemplo da AISE 6/91 pág. 28 e 29.

O Momento Torsional Vertical é obtido na expressão:

M TV = (R 1L + R 1I )× 70,4 ∴ M TV = 3520 (ton x cm) O Momento Torsional Horizontal é obtido na expressão: M TH = 0,1 × R 1L × 139,1 ∴ M TH = 613 (ton x cm)

O Momento Torsional Resultante corresponde à soma dos valores acima:

M T = M TV + M TH = 3520 + 613 ∴ M T = 4133 (ton x cm)

5. Propriedades da Secção Principal da Viga Principal (Travessa):

A determinação das dimensões da viga principal envolve a consideração de uma combinação de fatores. Não existe um método direto para esta definição. Normalmente os fabricantes de pontes rolantes possuem algumas vigas padronizadas em função das características principais do dimensionamento (capacidade de carga e vão). As condições previstas na AISE 6/91 devem ser atendidas. As chapas utilizadas na construção da mesa e da alma da viga normalmente tem a espessura entre 1\4” e 1\2” (6 a 12 mm aproximadamente). Estes valores garantem a boa rigidez da viga, resistência localizada compatível , resistência à corrosão e mantém uma boa relação entre a capacidade e o peso próprio. No caso do exemplo em estudo as características da viga são descritas a seguir:

Dados Dimensionais (valores em mm) tf = t1 = t2

tw = t3 = t4

a

wc

h

9,5

7,9

1470

1400

2500

Propriedades da Secção Ix (cm4)

Iy (cm4)

Wx (cm3)

Wy (cm3)

J (cm3)

Ar (cm2)

At (cm2)

rx (cm)

ry (cm)

6480 650

248543 0

51450

33820

54058 50

674,30

35331 ,25

98,0 4

60,7 1

Observação: Os valores calculados na tabela acima podem ser obtidos no Dubbel no capítulo referente à resistência dos materiais. Ar é utilizada no cálculo dos raios de giração (rx e ry) e At no cálculo do cisalhamento com torção. As dimensões da secção principal devem atender as seguintes condições: (ver item 2.3.1, AISE 6/91):

L < 60 (item 2.3.1, AISE 6) b L < 18 (item 2.3.1, AISE 6) d

wc < 39,7 (Tabela 5, AISE 6) tf K ×L < 126,1 (Tabela 5, AISE 6) ry

Os valores das expressões acima são: L

= 1650 cm

vão da ponte

b

= 140,79 cm

centro a centro das almas

d

= 250,95 cm

centro a centro das mesas

wc

= cm

140,0

distancia interna entre almas

wc*

= cm

140/4

três enrijecedores mesa

t

= 0,95 cm

espessura da mesa

K

=1

AISE 6/9. Item 2.2.13.2 (2)

na

L = 11,72 < 60 OK b L = 6,58 < 18 OK d wc = 147,36 > 39,7 não atende tf

⎛ wc * ⎞ ⎜⎜ = 36,84 < 39,7 ⎟⎟ OK (com três enrijecedores) ⎝ tf ⎠

Requerido três enrijecedores longitudinais na mesa submetida à compressão. A tensão admissível de compressão será calculada pela equação 6 (item 2.2.13.1), considerando uso de enrijecedores. K×L = 27,18 < 126,1 OK ry

6. Cálculo das Tensões:

Determinação das Tensões Admissíveis: A Tabela 1 da página 5 da AISE 6/91 possui as condições para a definição das tensões admissíveis a serem adotadas. O material da ponte é o ASTM A36. O valor da tensão admissível para os componentes da viga submetidos à compressão deve ser obtido na secção 2.2.13 da AISE 6/91. No caso de viga caixão, com referência à equação 13, página 11 AISE 6/91. Inicialmente é calculado o valor do coeficiente de esbeltez equivalente:

⎡K × L⎤ ⎢ r ⎥ = ⎣ ⎦ eq .

5,1 × L × Wx J × Iy

=

5,1 × 1650 × 51450 5405850 × 2485430

⎡K × L⎤ ⎢ r ⎥ = 10,86 ⎣ ⎦ eq .

O valor da tensão admissível a flexão Fbx será obtido na equação 6 (AISE 6/91), considerando o uso dos enrijecedores longitudinais.

⎡ ⎛ K × L ⎞2 ⎤ ⎟ ⎥ ⎢ ⎜ ⎢1 − ⎝ r ⎠ ⎥ × F y 2 ⎢ 2 × Cc ⎥ ⎢ ⎥ ⎢ ⎣ ⎦⎥ Fbx = Fa = N

Serão utilizados valores conforme AISE 6.

Cc = 126,1 (ver Tabela 5) Fy = 36 (ver Tabela 1)

⎛K×L⎞ ⎛K×L⎞ 3×⎜ ⎟ ⎜ ⎟ 5 r ⎠ r ⎠ ⎝ ⎝ − N= + 3 8 × Cc 3 8 × Cc

N=

3

(Equação 7 AISE 6)

5 3 × 10,86 10,86 3 + − = 1,7 3 8 × 126,1 8 × 126,1 3

⎡ 10,86 2 ⎤ 1 − ⎢ 2 × 126,12 ⎥ × 36 ⎦ Fbx = ⎣ 1,7

Fbx = 21,1 Ksi Fbx = 1483 Kgf/cm 2

Verificação da Condição de Carga I.

6.2.1. Tensões Verticais: é composto pelos momentos do peso próprio (MB), carga móvel (ML) e impacto (MI), considerados os valores máximos no centro da viga.

σ VB =

MB 8044 = ∴ σ VB = 0,156 ton/cm 2 Wx 51450

σ VL =

M L 15992 = ∴ σ VL = 0,311 ton/cm 2 Wx 51450

σ VI =

MI 2134 = ∴ σ VL = 0,041 ton/cm 2 Wx 51450

Somando os valores acima obtem-se:

f bx = 0,508 ton/cm 2

6.2.2. Tensões Horizontais: calculada a partir do momento MH na linha de centro da viga.

f by =

MH 1547 = Wy 33820

f by = 0,046 ton/cm 2

6.2.3. Tensões Combinadas de Flexão: devemos ter:

f bx f by + ≤1 Fbx Fby Sendo: fbx

= 0,508 ton/cm2

fby

= 0,046 2 ton/cm

Fbx

= 1,483 ton/cm2

Fby

= 1,518 2 ton/cm

0,508 0,046 + = 0,373 < 1 OK – atende condição 1,483 1,518

6.2.4. Tensões de Cisalhamento:

Devemos calcular as duas condições definidas para cisalhamento máximo (AISE 6/91 Item 2.2.6). -

Cisalhamento sem torção (ver Item 4):

f vb = Sendo:

V×Q (condição de cisalhamento máximo) 2× Ix × t

V = R 1B + R 1L + R 1I = 19,5 + 44,1 + 5,9 (ver item 4)

V = 69,5 ton O momento estático de área (Q) é obtido na expressão (ver literatura Resistência dos Materiais):

Q=

(

)

t × h2 a 2 × h × tf + tf + w 2 4 Q = 29866 cm 3

f vb =

69,5 × 29866 2 × 6480650 × 0,79

f vb = 0,2027 ton/cm 2

-

Cisalhamento com torção:

f vt =

f vt =

MT 2× A × tw

4133 2 × 35331,25 × 0,79

f vt = 0,074 ton/cm 2 f v = f vb + f vt = 0,2027 + 0,074 f v = 0,2767 ton/cm 2 → f v = 277 Kgf/cm 2 f v = 3,94 Ksi < 14,4 Ksi (Fv = 0,4 × Fy = 14,4 Ksi)

6.2.5. Verificação de Relação da Geometria da Viga:

Conforme AISE 6/91 item 2.3.1, devemos ter:

L fbx L × > d f by b

1650 0,508 1650 × > 250,95 0,046 140,79 72,61 > 11,72 OK

Verificação da Condição de Carga II:

O carro do levantamento é posicionado para a máxima carga vertical, conforme figura do item 2.2. Nesta condição é analisada a solicitação por fadiga nas junções soldadas, que constitue os pontos críticos. Verificação da Máxima Tração na Solda da Alma/Mesa: Tensão Admissível = 16 Ksi = 1,1248 ton/cm2 (Ver tabela 3, Categoria B, Classe de Serviço 4). Variação da Tensão (Impacto+Carga Móvel) = 0,311 + 0,041 = 0,352 < 1,1248 Variação da Tensão (Carga Móvel + Horizontal) = 0,311 + 0,046 = 0,357 < 1,1248 Outras junções podem ser analisadas conforme especificações de solda e cálculo de tensão no local.

7. Requisitos de Diafragma s e Enrijecedores: Determinação dos Requisitos de Diafragmas Verticais: De acordo com o item 2.2.13.4.1 da AISE 6/91 temos que verificar as seguintes condições: -

Necessidade de Diafragmas:

Os diafragmas devem ser utilizados para a condição:

h 240 > tw fv h 250 = = 316,45 t w 0,79 240 fv

240

=

3,94

= 120,61

Portanto, são necessários diafragmas verticais. -

Espaçamento dos Diafragmas nas Extremidades:

O espaçamento dos diafragmas não deve ser maior do que o valor definido por:

320 × t w fv

=

320 × (0,79 2,54 ) 3,94

= 50,14 in

Este valor corresponde a 1274 mm, que foi calculado para a extremidade da viga (utilizado 700mm sobre a cabeceira e 1350 mm para o primeiro na seção principal da viga). Em direção ao centro da viga o valor de fv (tensão de cisalhamento) diminui, podendo ser aumentado o espaçamento entre diafragmas (neste caso o valor no centro pode chegar a 1650 mm). O momento de inércia dos enrijecedores verticais (diafragmas vazados), deve ser no mínimo: 4

I diaf

Obs.:

⎛ h ⎞ > ⎜ ⎟ (AISE 6/91, Eq. 17) ⎝ 50 ⎠

-

O espaçamento máximo dos diafragmas ou enrijecedores verticais deve ser o valor de h. Nas vigas que necessitam acesso interno são utilizados diafragmas vazados. Nos pontos críticos devem ser utilizados diafragmas cheios (extremidades da viga e pontos de fixação de cargas). A espessura das chapas utilizadas nos diafragmas deve ser igual a da mesa ou da alma da viga.

Determinação dos Requisitos de Enrijecedores Longitudinais: -

Enrijecedores Longitudinais na Alma:

Estes enrijecedores são necessários quando:

h 760 > tw fb h 250 = = 316,5 t w 0,79 760 760 = = 270 fb 7,88

Portanto, são necessários enrijecedores longitudinais na alma. A localização do enrijecedor é de 1/5 de h da parte inferior da mesa superior, soldado no lado interno. O valor do momento de inércia deve ser superior a: 2 ⎛ ⎞ ad ⎜ I o = h × t w × 2,4 × 2 − 0,13 ⎟ ⎜ ⎟ h ⎝ ⎠

Sendo: h = 250 cm tw = 0,79 cm ad = 165 cm (distância para diafragmas verticais na parte central da viga – inferior ao valor de h)

Neste caso serão utilizados perfis L3”x3”x5/16”. (ver dados de tabela para IL, AL e d):

I = I L + A L × d 2 = 62 + 11,48 × 5,41 2 = 398 cm 4 > 181

-

Enrijecedores na Mesa Superior:

Serão necessários três enrijecedores longitudinais na mesa superior, conforme definido no item 5. O Momento de Inércia Mínimo dos enrijecedores é obtido através da equação abaixo: ⎡ ⎛a I o = ⎢0,35 × ⎜⎜ d ⎢⎣ ⎝ wc

⎞ ⎛a ⎟⎟ + 1,10 × ⎜⎜ d ⎠ ⎝ wc

2

⎛ A ×a ⎞ ⎟⎟ + 12,0 × ⎜ s2 d ⎜w ×t ⎠ f ⎝ c

⎞⎤ ⎟⎥ × w c × t f 3 ⎟⎥ ⎠⎦

Será adotado L 3 ½ “ x 2 ½ “ x 5/16 “ Substituindo valores tem-se: 2 ⎡ ⎛ 11,48 × 165 ⎞ ⎤ ⎛ 165 ⎞ ⎛ 165 ⎞ ⎟⎟ ⎥ × 140 × 0,95 3 I o = ⎢0,35 × ⎜ ⎟ + 1,10 × ⎜ ⎟ + 12,0 × ⎜⎜ 2 ⎝ 140 ⎠ ⎝ 140 ⎠ ⎝ 140 × 0,95 ⎠ ⎦⎥ ⎣⎢

I o = 378 cm 4

O valor do Momento de Inércia do perfil escolhido é (ver dados de tabela para IL, AL e d):

I = I L + A L × d 2 = 92 + 11,48 × 5,99 2 = 504 cm 4 > I o A localização dos enrijecedores deve ser: 1 / 4 × 1400 = 350 mm

2/4 × 1400 = 700 mm

OK

3/4 × 1400 = 1050 mm

8. Deflexão da Viga:

A AISE 6/91 estabelece uma deflexão vertical máxima de 1/1000 do vão para a carga móvel, formada pelo carro do levantamento (WT) e carga de trabalho (WL). A equação da flecha máxima para a condição de carga crítica é obtida na expressão, ver figura do item 2.2:

DL =

[

P 2 × (L − b )× L2 + (L + b ) 48 × E × I x

]

Substituindo valores temos:

DL =

[

25,1 2 × (1650 − 400)× 1650 2 + (1650 + 400) 3 48 × 2,1 × 10 × 6480650

]

DL = 0,333 cm

Dfadm =

1650 ∴ Dfadm = 1,65 cm 1000 DL < Dfadm OK.

9. Contra-Flecha:

A contra-flecha da viga deve ser igual a soma da flecha do peso próprio (WB) com a metade da flecha da carga móvel (WL + WT). A deflexão do peso próprio é:

DB =

DB =

5 × WB × L3 384 × E × I x

5 × 39 × 1650 3 ∴ DB = 0,168 cm 384 × 2,1 × 10 3 × 6480650

A contra-flecha deve ser:

Cf = D B +

DL 0,333 = 0,168 + 2 2

Cf = 0,335 cm

A seguir são apresentados detalhes da seção da viga e uma vista geral com a distribuição e espaçamento dos diafragmas verticais. Observar que foram acrescentados perfis longitudinais, além dos calculados, na região inferior da seção interna da viga. Estes detalhes são definidos a partir do cálculo de tensões localizadas devido à instalação de outros componentes na estrutura da ponte. O “Corte A” também apresenta o posicionamento das passarelas da viga principal.. A passarela superior permite o acesso ao carro principal e parte superior da viga a passarela inferior permite acesso ao sistema de translação principal da ponte. A região de apoio do trilho também esta reforçada com um trecho de chapa de maior espessura (12,5 mm) e enrijecedores curtos na lateral externa da viga. Estes detalhes também são definidos no cálculo das tensões localizadas produzidas pela passagem das rodas do carro, incluindo o dimensionamento quanto à fadiga. A figura mostra também as indicações de solda para a viga principal, que são fatores extremamente importantes para a garantia de desempenho do equipamento.

4. TRANSPORTADORES CONTÍNUOS Os Transportadores Contínuos possibilitam o deslocamento de grandes quantidades de material em um tempo reduzido, através de um percurso fixo de transporte. Estes equipamentos são aplicados para realizar deslocamentos em trechos horizontais, inclinados e verticais; em percursos retos, angulares ou curvos. Os materiais transportados podem ter características diversas, podendo ser a granel, granel e volumes e apenas em volumes. Nas instalações industriais modernas os diversos tipos de transportadores contínuos estão cada vez mais incorporados aos processos produtivos, e pelas suas características têm assumido importante função na automação de inúmeras atividades que envolvem o deslocamento de materiais. Os Transportadores de Correia, ou Correias Transportadoras, representam um dos principais tipos de transportadores contínuos utilizados atualmente., sendo analisado com mais detalhes nos itens a seguir. Os outros equipamentos mencionados poderão ser analisados nas literaturas de referência na bibliografia.

4.1. Transportadores de Correia: A figura 33 apresenta o perfil de um transportador de correia típico. Os componentes mais comuns deste tipo de equipamento são indicados na figura. O funcionamento do transportador é feito pelo acionamento de um tambor, que traciona a correia flexível. Ao longo do transportador existem roletes de apoio, que sustentam a correia, tanto no lado carregado de material quanto no lado do retorno. Além do tambor de acionamento, existem os tambores de retorno e de aperto que garantem o tracionamento correto da correia em todo o percurso do transportador. O projeto e dimensionamento dos transportadores de correia são definidos através de normas específicas, seguindo os mesmos conceitos das demais máquinas de elevação e transportes. As referências adotadas neste curso seguem os critérios da CEMA (Conveyor Equipment Manufacturers Association), que são descritos no Manual dos Transportadores Contínuos da FAÇO (Fábrica de Aço Paulista S.A.). Para complementar os estudos recomenda-se como literatura adicional a NBR 8011, NBR 8205 e o Dubbel. As demais normas ABNT deste assunto podem ser pesquisadas através do endereço http://www.abntdigital.com.br.

4.1.1. Informações Iniciais: Para o desenvolvimento do projeto do transportador são necessárias informações preliminares que irão definir as características básicas para o dimensionamento do equipamento. As principais informações são descritas a seguir: 4.1.1.1. Características do Material:

As informações referentes ao material a ser transportado são: tipo, granulometria, peso específico, temperatura, teor de umidade, abrasividade, capacidade de escoamento, ângulo de repouso, ângulo de acomodação e outras informações que possam influenciar no transporte. Após definir o tipo de material a maior parte das especificações podem ser obtidas em tabelas. As características específicas devem ser levantadas conforme a aplicação. A maioria das especificações podem ser obtidas nas Tabelas 1-01 e 1-02 do Manual de Transportadores Contínuos. A característica do material transportada tem influencia na especificação de praticamente todos os demais componentes do transportador. Portanto, é extremamente importante conhecer as especificações corretas para evitar problemas no desempenho futuro do equipamento. Como pode ser observado na descrição anterior, inúmeros parâmetros influenciam a especificação completa das características do material.

Figura 33: Perfil de um Transportador de Correia e Principais Componentes

4.1.1.2. Perfil do Transportador: O perfil do transportador depende das condições do local de sua instalação. As características do perfil irão definir os critérios de cálculo do transportador. O exemplo da figura 33 apresenta o perfil típico de um transportador inclinado. A figura 34 apresenta a foto de um transportador de minério de ferro de grande comprimento (1,53 Km), que necessita utilizar o relevo da região para executar o deslocamento requerido. A figura 35 apresenta um complexo de transportadores de uma instalação portuária, especializada em grãos alimentícios, que deve permitir o recebimento do material proveniente de rodovia e ferrovia; estocar o material em silos e posteriormente carregar os navios graneleiros. As Páginas 1-46 a 1-48 do Manual de Transportadores Contínuos apresentam as condições de cálculo em função dos perfis típicos. O tipo de perfil define as posições de aplicação das tensões máxima e mínima do tambor de acionamento que serão utilizadas no dimensionamento dos componentes do transportador, os detalhes serão apresentados no item 4.1.4.

Figura 34: Transportar de Minério de Ferro

Figura 35: Complexo de Transportadores do Porto Graneleiro de Paranaguá/PR

4.1.1.3. Capacidade Desejada:

A capacidade do transportador em conjunto com o tipo de material e o perfil define as condições para a especificação dos principais componentes do equipamento. Para atingir a capacidade desejada deve-se definir a largura da correia e velocidade do transportador, como será visto a seguir. A partir destas definições pode-se calcular as demais características do equipamento. Os detalhes referentes aos cálculos da capacidade do transportador são definidos no item 4.1.2.

4.1.1.4. Condições de Operação: Estas condições estão relacionadas a dois fatores: Condições Ambientes e Regime de Funcionamento. O projeto do equipamento será influenciado por estes dois fatores. A maior parte desta influência será definida nos critérios de dimensionamento dos diversos componentes do equipamento. Porém, algumas condições especiais deverão ser observadas durante o projeto, como por exemplo a cobertura do transportador, que esta relacionada à proteção da carga transportada e do equipamento. Atualmente as Leis Ambientais tornam os cuidados referentes a vazamentos de material e geração de partículas fatores muito importantes que devem ser considerados durante o projeto do equipamento. Dependendo do material transportado são necessárias instalações destinadas ao despoeiramento, exigindo um investimento elevado em equipamentos de controle ambiental, que aumentam consideravelmente os custos operacionais e de manutenção dos transportadores.

4.1.1.5. Características Especiais:

Algumas aplicações exigem que o transportador atenda determinadas condições especiais. Para isto são efetuadas algumas modificações do projeto típico. Alguns exemplos desta situação são: correia reversível, “tripper”, “cabeça móvel” e transportador móvel. A correia reversível é utilizada em locais onde é necessário o descarregamento do material em dois pontos alternados utilizando um único ponto de carregamento. O “tripper” é um conjunto móvel montado ao longo do transportador, normalmente sobre trilhos, permitindo a descarga do material em vários pontos intermediários. O “tripper” é muito utilizado em empilhadeiras de pátios de estocagem de materiais. A “cabeça móvel” permite o movimento do tambor da extremidade do transportador, possibilitando a variação do ponto de carga e descarga. Pode ser utilizado em locais que necessitam uma distribuição da carga. O transportador móvel é muito utilizado no abastecimento de silos em linha. Com este sistema, normalmente o transportador é carregado em um ponto fixo, o ponto de descarga pode ser variado com o movimento de translação do transportador sobre trilhos. Para o deslocamento de translação do transportador é montado uma motorização independente que a aciona as rodas da translação. O acionamento do transportador desloca-se juntamente com os demais componentes do equipamento. Alguns equipamentos podem combinar as características especiais descritas acima, dependendo dos requisitos da instalação. 4.1.2. Características Básicas da Correia e dos Roletes: Com base nas informações iniciais o primeiro passo para o projeto do transportador é a escolha da largura da correia e consequente definição dos roletes. A figura 36 representa as condições para esta especificação:

Figura 36: Distribuição da Carga e Inclinação da Correia

A capacidade do transportador é definida nas seguintes expressões:

Q = C× γ

d p = 0,055 × B + 0,9

C = Ct × V × K

Q

= Capacidade de Carga (t/h)

C

= Capacidade Volumétrica (m3/h)

γ

= Peso Específico (t/m3)

dp

= Distância do Material a Borda (pol)

B

= Largura da Correia (pol)

Ct

= Capacidade Volumétrica para V = 1,0 m/seg (m3/h)

V

= Velocidade do Transportador (m/s)

K

= Fator de Correção (função da inclinação λ)

λ

= Inclinação do Transportador (Graus)

α

= Ângulo de Acomodação do Material (Graus)

β

= Ângulo de Inclinação dos Roletes (Graus)

Para o cálculo da capacidade volumétrica (C) é necessário inicialmente a definição dos seguintes especificações: Velocidade do Transportador, Largura da Correia e Tipo de Roletes. A tabela 15 apresenta a relação entre a inclinação λ o fator de correção K.

λ

0o

2o

4o

6o

8o

10 o

12 o

14 o

16 o

18 o

20 o

21 o

K

1,00

1,00

0,99

0,98

0,97

0,95

0,93

0,91

0,89

0,85

0,81

0,78

Tabela 15: Fatores de Correção da Capacidade

A tabela 16 apresenta os valores da capacidade volumétrica Ct para a velocidade de 1,0 m/s. Nesta tabela são apresentados os valores para roletes com ângulo de inclinação de β = 35 º Para os demais ângulos de inclinação (0 o, 20 o e 45 o), deve ser consultada a tabela 1-04 do Manual dos Transportadores Contínuos.

Ângulo de

Capacidade Volumétrica do Transportador, Ct para V = 1,0 m/s

Acomodação do Material

Largura da Correia 14

20

24

30

36

42

48

54

o

o

o

o

o

o

o

o

60 o

72 o

84 o

0o

-

-

93

152

236

314

417

535

666

977

1341

5o

-

-

103

169

250

348

462

592

738

1078

1486

10 o

-

-

114

186

276

384

509

652

812

1186

1631

15 o

-

-

125

204

302

419

556

711

885

1296

1779

20 o

-

-

135

221

328

455

603

772

961

1403

1929

25 o

-

-

147

240

355

492

652

835

1040

1517

2083

30 o

-

-

158

258

382

530

702

898

1118

1631

2242

Tabela 16: Capacidade Volumétrica (m3/h) para V = 1,0 (m/s) – Roletes com β = 35 o

A tabela 17 apresenta as velocidades máximas recomendadas V (m/s) para os diversos grupos de materiais transportados.

Largura da Correia

Carvão, Terra,

Minérios e Pedras

Minérios

Duros,

Desagregados, Pedra

Pontiagudos,

Britada Fina pouco

Pesados e Muito

Abrasivos

Abrasivos

Cereais e Outros Materiais de Escoamento Fácil e

(B), pol

Não Abrasivos

16

2,5

1,6

1,6

20

3,0

2,0

1,8

24

3,0

2,5

2,3

30

3,6

3,0

2,8

36

4,1

3,3

3,0

42

4,1

3,6

3,0

48

4,6

3,6

3,3

54

5,1

3,6

3,3

60

5,1

3,6

3,3

66

-

4,1

3,8

72

-

4,1

3,8

Tabela 17: Velocidades Máximas Recomendadas (m/s) para Materiais a Granel

A combinação dos valores descritos nas tabelas com as expressões do cálculo de capacidade da correia determinam as especificações da velocidade do transportador, largura da correia e tipo de roletes. Para situações especiais deve ser consultado o Manual de Transportadores Contínuos que possui tabelas complementares para a seleção das especificações descritas neste item. A especificação final da correia depende do cálculo da tensão máxima atuante no transportador. Esta especificação será concluída no item 4.1.4. A especificação completa dos roletes normalmente é feita com referência aos catálogos dos fabricantes. A Tabela 1-14 do Manual de Transportadores Contínuos apresenta uma classificação dos roletes conforme a CEMA que serve como orientação para a seleção destes componentes.

O Transportador de Correias utiliza diferentes tipos de roletes. Os principais são: - Rolete de Carga: apoio do trecho carregado - Rolete de Retorno: apoio do trecho sem carga - Rolete de Impacto: região do carregamento - Rolete Auto-Alinhador: apoio giratório para alinhamento - Rolete de Transição: varia a inclinação dos rolos de carga - Rolete de Anéis: anéis espaçados para limpeza (retorno) - Rolete Espiral: forma espiral para facilitar limpeza - Rolete em Catenária: melhora o alinhamento com cargas de distribuição irregular. Atualmente existem inúmeras variações de tipos de roletes. Para a escolha são necessárias verificações da sua construção. Os roletes representam um dos itens mais críticos da manutenção do transportador. O uso de materiais de baixo desempenho representam elevados custos de manutenção e riscos de danos para a correia. O espaçamento entre os roletes de carga e de retorno podem ser obtidos através da tabela 18. a especificação final do espaçamento dos roletes de carga deverá ser verificado em função da flecha recomendada na tabela 19 e pelo valor calculado na expressão a seguir. Largura da Correia (B) – pol. 16 20 24 30

0,8 1,50 1,50 1,35 1,35

Espaçamento dos Roletes de Carga (m) Peso Específico do Material (t/m3) 1,6 1,50 1,20 1,20 1,20

2,4 1,35 1,20 1,20 1,20

Espaçamento dos Roletes de Retorno

3,0

36 42 54 60 72

1,35 1,35 1,20 1,20 1,20

1,20 1,00 1,00 1,00 0,90

1,05 0.90 0,90 0,90 0,90

2,5

Tabela 18: Espaçamento entre os Roletes de Carga e de Retorno Inclinação dos Roletes - Graus 20 35 45

Material Fino 3% 3% 3%

Distribuição da Granulometria Material 50% de Tamanho Máximo 100% de Tamanho Máximo 3% 3% 2% 2% 2% 1,5%

Tabela 19: Valores Recomendados para a Porcentagem de Flecha entre Roletes O espaçamento da tabela 18 deverá estar limitado às condições da flecha calculada na expressão a seguir atendendo as condições previstas na tabela 19.

f=

(Wm + Wb )× a 2 8 × To

Sendo:

T0 Wm Wb a f

= Tensão para garantir uma Flecha Mínima da Correia entre Roletes (kgf) = Peso do Material Transportado (kgf/m) = Peso da Correia (kgf/m) = Espaçamento dos Roletes de Carga (m) = Flecha da Correia (m) (normalmente entre 2% e 3% - ver tabela 19)

4.1.3. Cálculo da Potência de Acionamento:

O acionamento da correia transportadora pode ser feito por um ou dois tambores. Transportadores de grande comprimento podem ter diversas estações de acionamento. A potência do transportador depende dos seguintes fatores: 1) Força necessária para vencer as forças de inércia dos roletes, tambores e correia, sem considerar a carga. 2) Força necessária para o deslocamento horizontal do material.

3) Força necessária para o deslocamento vertical do material, nos equipamentos com aclive e declive. 4) Força necessária para vencer o atrito dos acessórios, tais como: raspadores, limpadores, guias laterais; para acelerar o material, etc. Para minimizar os esforços de aceleração, transportador deve partir sem o material, para isto antes da parada do equipamento deve ser descarregado todo o material sobre a correia. Existem dois métodos para o cálculo da potência dos transportadores, que são apresentados a seguir.

4.1.3.1. Método Prático:

Este método é aplicado para o cálculo de transportadores simples, com comprimento máximo de 100 metros e de pequena capacidade. A potência efetiva necessária para o transporte do material é calculada pela fórmula.

N e = V × (N v + N g ) +

Sendo:

Ne

= Potência Total Efetiva (HP)

Nv

= Potência a Vazio para V = 1,0 (m/s)

Q × (N 1 + N h ) 100

N1

= Potência para Transportar 100 t/h de Material na Horizontal (HP)

Nh

= Potência para Elevar ou Descer 100 t/h de Material de uma Altura H (HP)

Ng

= Potência de Atrito das Guias Laterais para V = 1,0 m/s (HP)

As tabelas 20, 21, 22 e 23 apresentam os dados para a determinação dos valores de Nv, N1, Nh e Ng.

Largura

Comprimento do Transportador = L (m)

da Correia

1 0

1 5

2 0

2 5

3 0

4 0

5 0

6 0

7 0

8 0

20

24

1

0

1

0

0

0

(B) - pol 16

1 9

0,

0,

0,

0,

0,

0,

0,

1,

1,

1,

1,

1,

1,

3

4

5

6

7

8

9

0

1

2

3

4

5

7

7

4

1

0

0

0

1

0

0

1

2

3

0,

0,

0,

0,

0,

0,

1,

1,

1,

1,

1,

1,

1,

4

5

6

7

8

9

0

2

3

4

5

6

8

5

5

4

2

1

5

9

0

2

3

4

7

0

0,

0,

0,

0,

1,

1,

1,

1,

1,

1,

1,

2,

2,

5

7

8

9

0

2

3

5

6

8

9

0

1

7

0

3

1

1

0

3

2

7

0

2

6

9

30

36

42

48

0,

0,

0,

1,

1,

1,

1,

1,

2,

2,

2,

2,

2,

6

8

9

1

2

4

6

8

0

1

3

5

7

9

1

7

0

2

4

6

3

4

9

9

5

1

0,

0,

1,

1,

1,

1,

1,

2,

2,

2,

2,

2,

3,

7

9

0

2

3

5

8

0

2

4

6

8

0

5

4

8

3

5

8

0

3

4

5

4

4

3

0,

1,

1,

1,

1,

1,

2,

2,

2,

2,

2,

3,

3,

8

0

2

3

5

8

0

2

5

7

9

1

3

5

1

2

9

4

0

4

8

2

6

5

7

8

1,

1,

1,

1,

1,

2,

2,

2,

2,

3,

3,

3,

4,

0

2

3

6

8

1

4

7

9

2

4

7

0

2

0

2

4

0

3

0

1

8

3

8

4

0

Tabela 20: Potência Nv (HP) para Acionar o Transportador Vazio

L

10

15

20

25

30

40

50

60

70

80

90

1

0,50

0,63

0,74

0,81

0,95

1,11

1,25

1,42

1,50

1,64

1,75

1,

(m) N1

Tabela 21: Potência N1 (HP) para Deslocar 100 t/h num Comprimento L (m) Alt. (m)

Nh

2 0,8

3 1,2

5 1,9

7,5 2,8

10 3,7

12,5 4,7

15 5,6

17,5 6,5

20 7,4

22,5 8,4

25 9,3

27,5 10,2

Tabela 22: Potência Nh (HP) para Elevar ou Descer o Material de uma Altura H (m)

30 11,1

Guia (m)

Ng

5 10 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 0,60 1,26 2,52 3,18 3,84 4,56 5,28 6,00 6,72 7,38 8,10 8,88 9,60 Tabela 23: Potência Ng (HP) de Atrito com Guias Laterais para V = 1,0 m/s

Para valores não encontrados nas tabelas deve ser utilizado o Manual de Transportadores Contínuos, que possui gráficos com dados mais completos. Após calcular a potência efetiva deve ser determinada a potência do motor, que leva em consideração a eficiência da transmissão (Nm = Ne/η). Com a potência efetiva pode-se obter a tensão efetiva (Te), que é a força tangencial que movimenta a correia.

Te =

75 × N e V

Sendo:

Te

= Tensão Efetiva (kgf)

Ne

= Potência Efetiva (HP)

V

= Velocidade da Correia (m/s)

Os demais cálculos das tensões podem ser obtidos no item 4.1.4. Para detalhes sobre o cálculo dos valores de potência das tabelas 20, 21, 22 e 23 recomenda-se o Dubbel.

4.1.3.2. Método CEMA:

Este método é aplicado para o cálculo de transportadores de vários lances, curtos e longos. Neste caso inicialmente é determinada a Tensão Efetiva (Te), pela seguinte expressão:

[

]

Te = L × K x + K y × (Wm + Wb ) + 0,015 × Wb ± H × Wm + Ta

Sendo:

Te = Tensão Efetiva em (kgf). L

= Comprimento do Transportador Medido ao Longo da Correia (m)

H

= Altura de Elevação ou Descida do Material na Correia (m)

Wm

= Peso do Material na Correia (kgf/m)

Wb

= Peso da Correia (kgf/m) - Tab. 1-27

Kx

= Resistência à Rotação dos Roletes e Deslizamento da Correia (kgf/m)

Ky = Resistência à Flexão da Correia e do Material sobre os Roletes Ta = Tensão de Atrito dos Acessórios e Aceleração do Material (kgf)

Após o cálculo da tensão efetiva Te (kgf) determina-se a potência efetiva em HP, necessária para o transporte do material, pela equação: (V em m/s)

Ne =

Te × V 75

A tensão Ta para vencer o atrito dos acessórios e acelerar o material é a soma das parcelas indicadas abaixo:

Ta = Fg + Ft + Ftc + Ftm + Fd + Fl + Fa

1) Força para vencer atrito do material com as guias laterais: Fg = 0.1488 ⋅ Cs ⋅ L g ⋅ B 2 + 8,92 ⋅ L g

Onde: Fg Lg B Cs

= Força (kgf) = Comprimento das Guias Laterais (m) = Largura da Correia (pol) = Fator de Atrito do Material – Tabela 1-21 (Manual).

2) Força para flexionar a correia nos tambores – Ft Esta força ocorre em função do dobramento da correia sobre a superfície dos tambores. Posição do Tambor Lado Tenso Lado Frouxo Outros Tambores

Ângulo de Abraçamento 150 o – 240 o 150 o – 240 o

Valor de Ft por Tambor (kgf) 90,72 67,79 45,36

Tabela 24: Força de Dobramento da Correia Observação: Tabela conforme ABNT NBR 8205 (Tabela 4 do anexo) que inclui dados referentes ao dobramento da correia e da carga, bem como atrito dos mancais do tambor. 3) Força para movimentar trippers acionados pela própria correia (Ftc). Largura da 16” Correia

20”

24”

26”

30”

Ftc (kgf) 22,7

37,7

49,8

63,4

673,4 67,9

36”

42”

48”

54”

60”

72”

84”

72,5

77,0

81,5

86,1

95,3

104,5

Tabela 25: Força para Movimentar Tripper Acionado pela Correia Observação: A velocidade de deslocamento do tripper é cerca de 10% da velocidade da correia.

4) Força para movimentar tambores de trippers com motorização própria (Ftm).

Ftm = 22,7 kgf / tambor 5) Força para Vencer o Atrito dos Desviadores (Fd). Quantidade de Material Desviado 100% 50%

Fd (kgf) para cada Desviador 0,55xB 0,36xB

6) Força necessária para vencer o atrito dos raspadores e limpadores (Fl).

Fl = (0,9 a 1,4 ) × B kgf/pol da largura da correia

7) Força necessária para acelerar o material (Fa). 2

Q × ( V 2 − Vc ) Fa = 36 × V Sendo Vc a velocidade do material na direção do deslocamento da correia (m/s). Fa em kgf. 8) O Fator Kx é a resistência à rotação dos roletes e ao escorregamento da correia sobre os mesmos. Estes valores são dados na tabela 1-25. Para valores não tabelados deve ser utilizada a expressão:

K x = 0,00068 × (Wm + Wb ) +

x a

O valor do coeficiente “x” depende dos roletes e é definido na tabela 1-25 do Manual dos Transportadores Contínuos. O valor de “a” corresponde ao espaçamento entre os roletes (m).

9) O Fator Ky representa a resistência à flexão da carga ou da correia quando estes passam pelos roletes. Este fator é obtido em tabelas e gráficos e depende do peso do material, da correia e do comprimento do transportador. O valor preliminar em função do espaçamento entre roletes definidos nas tabelas anteriores e (Wm + Wb) é fornecido na tabela 1-26. Para o cálculo preciso devem ser utilizados os gráficos de 1-08 a 1-012 em função da Tensão Efetiva calculada. Para o retorno pode-se admitir Ky = 0,015. Os gráficos e tabelas mencionados estão no Manual dos Transportadores Contínuos. 4.1.4. Cálculo das Tensões na Correia:

O fator principal para a determinação das tensões na correia é a tensão efetiva que já foi determinado no item anterior. Os demais fatores que influenciam neste cálculo serão descritos a seguir e posteriormente será apresentado o procedimento de cálculo das tensões principais de acordo com as características do transportador. 4.1.4.1. Dados Preliminares para o Cálculo das Tensões: 1) Peso do Material (Wm): O valor do peso do material distribuído sobre a correia Wm (kg/m) depende da capacidade do transportador Q (ton/h) e da velocidade V (m/s), sendo obtido em:

Wm = 0,277 ×

Q V

2) Peso da Correia (Wb): O peso da correia deve ser obtido no catálogo do fabricante de acordo com a especificação do projeto (Good Year, Gates, Mercúrio). Como referência preliminar pode ser adotada as informações da tabela abaixo.

Largura da Correia

16

20

24

30

36

42

48

54

60

72

84

Tipo Plylon 5,2

6,5

7,7

11,9

14,3

17,7

20,2

26,8

29,8

35,7

41,6

HDRN 6,4

8,0

9,6

13,5

16,2

21,0

24,0

37,6

41,8

50,1

58,4

Tabela 26: Peso Médio das Correias em kgf/m

3) Tensão para garantir uma flecha mínima na correia entre os roletes – To: O valor calculado corresponde à tensão mínima admissível para a correia.

To = 4,17 × (Wm + Wb )× a para 3% de flecha To = 6,25 × (Wm + Wb )× a para 2% de flecha To = 12,50 × (Wm + Wb )× a para 1% de flecha 4) Força de atrito nos roletes de retorno.

Fr = 0,015 × L × Wb 5) Fator de abraçamento K da correia no tambor de acionamento.

K =

1 e

0 , 0174

×Θ ×μ

− 1

Onde: e μ Θ K

= = = =

base dos logaritmos neperianos – 2,71828 coeficiente de atrito – conforme tabela 27 Arco de abraçamento no tambor de acionamento. (o) Fator de abraçamento

O coeficiente de atrito do tambor é obtido na tabela μ. Condições da Superfície do Tambor Sujo e molhado Úmido Seco

Tambor de Aço

Tambor com Borracha

0,10 0,10 - 0,20 0,30

0,20 0,20 - 0,30 0,35

Tabela 27: Coeficiente de Atrito do Tambor

4.1.4.2. Fórmulas para Cálculo das Tensões:

A tensão atuante na correia depende da configuração do transportador. Os fatores a serem utilizados no cálculo são:

T1 = Tensão Máxima no Tambor de Acionamento – kgf

T2 = Tensão Mínima no Tambor de Acionamento – kgf

T3 = Tensão no Tambor de Retorno - kgf Te = Tensão Efetiva da Correia - kgf To

= Tensão Mínima Admissível da Correia – kgf

K

= Fator de Abraçamento

H

= Desnível da Correia no Retorno – m.

Wb

= Peso da Correia (kgf/m)

Fr

= Força de atrito nos roletes de retorno – kgf.

A seguir são apresentados dois exemplos dos valores das tensões principais do transportador. Para outras situações deve ser utilizado o Manual do Transportador Contínuo, que possui outros tipos de situações.

1) Transportador horizontal em aclive com acionamento no tambor de cabeça ou próximo.

⎧(1 + K )× Te ⎪ T1 = ⎨ ⎪T + T + H × W − F o b r ⎩ e ⎧K × Te T2 = ⎨ ⎩To + H × Wb − Fr ⎧K × Te + Fr − H × Wb T3 = ⎨ ⎩To

2) Transportador horizontal em aclive com acionamento no tambor de retorno ou próximo

⎧(1 + K ) × Te ⎪ T1 = ⎨ ⎪T + T o ⎩ e ⎧K × Te T2 = ⎨ ⎩To ⎧(1 + K ) × Te + H × Wb − Fr T3 = ⎨ ⎩Te + To + H × Wb − Fr

Para outras configurações de transportadores e para duplo acionamento consultar o Manual dos Transportadores Contínuos.

4.1.5. Especificação da Correia:

A seleção da correia é feita com base nos seguintes fatores:

1) Características do material 2) Condições de serviço 3) Inclinação dos roletes 4) Largura da correia 5) Tensão máxima da correia 6) Tempo de percurso completo da correia 7) Temperatura do Material Todas as correias são fabricadas em duas partes: Carcaça e Revestimento. Para obter informações atualizadas sobre especificação das correias recomenda-se consultar o catálogo dos principais fabricantes através da internet. 4.1.5.1. Especificação da Carcaça: A carcaça das correias pode ser confeccionada de fibras de tecido sintético (nylon, rayon, poliéster) ou cabos de aço e borracha. A escolha da carcaça adequada envolve uma série de considerações referentes às condições da aplicação. Os principais fabricantes de correias (Good Year, Gates, Mercúrio) possuem produtos adequados às diversas aplicações dos transportadores. Portanto para a seleção da correia adequada é recomendada a consulta ao manual do fabricante. Os catálogos dos fabricantes apresentam outras características importantes que devem ser utilizadas nas especificações de outros componentes do transportador. Os dados mais importantes para o dimensionamento do transportador são: recomendações para o diâmetro do tambor de acionamento, largura máxima da correia em função do ângulo dos roletes e peso da carcaça. Após a definição da carcaça da correia deve ser efetuada uma verificação final do memorial de cálculo. A carcaça é a parte da correia que garante a resistência durante a transmissão do movimento. O valor da Tensão Unitária Admissível, característica de cada tipo de correia, e com o número de lonas (n1) selecionado, determina-se a tensão máxima admissível (Tad) da correia pela fórmula:

Tad = Tu × B × n1 O valor da Tensão Admissível da Correia (Tad) deve ser superior ao valor da Tensão Máxima no Tambor de Acionamento (T1).

4.1.5.2. Especificação do Revestimento:

A especificação da espessura e do tipo da cobertura do lado transportador ocorre em função de fatores como abrasividade, granulometria do material transportado e do tempo de ciclo da correia, sendo estas condições definidas nas tabelas dos fabricantes de correia. Normalmente a espessura do revestimento do lado dos tambores é a mesma do lado do transportador. Porém, para alguns casos esta espessura pode ser menor em função da experiência com a aplicação da correia. A figura 37 apresenta os detalhes construtivos de uma correia transportadora com carcaça de fibra.

Figura 37: Detalhes da Construção da Correia

4.1.6. Cálculo e Dimensionamento de Tambores:

O cálculo dos tambores envolve o dimensionamento do eixo, cubos, disco, corpo e mancais. As dimensões básicas do tambor já foram definidas em função da especificação da correia. O diâmetro mínimo é definido em função da especificação da correia e aplicação do tambor. O comprimento segue a seguinte regra: Largura da Correia + 4” (até 42”) e Largura da Correia + 6” (acima de 42”). A distância entre os mancais deve ser definida em função das folgas mínimas necessárias para a fixação do tambor na estrutura do transportador e pelas dimensões dos próprios mancais.

Figura 38: Dimensões Principais do Tambor

A distância entre os discos depende do comprimento do tambor e da largura do cubo. Caso seja necessário podem ser utilizados discos internos para reforçar o tambor.. A seguir é apresentado o procedimento de cálculo do Manual dos Transportadores Contínuos, que garante tambores de alto desempenho para aplicações críticas.

4.1.6.1. Cálculo do Eixo:

Os eixos dos tambores de transportadores podem ser subdivididos em dois tipos: -

motrizes: eixos que transmitem o torque. movidos: eixos que servem simplesmente de apoio.

Para o dimensionamento devem ser considerados os seguintes critérios: flexão cíclica, flecha e torção constante. No caso de tambores motrizes deve ser considerada a combinação de tensões e posteriormente verificar a flecha do mesmo. Os esforços atuantes no eixo dos tambores são devido à força radial resultante das tensões da correia, peso próprio e momento torsor em tambores motrizes. As tensões da correia no local do tambor são definidas conforme cálculos descritos anteriormente. A tabela a seguir apresenta os valores de tensões admissíveis para diferentes materiais já levando em consideração os coeficientes de segurança e a fadiga.

σ admissível (kgf/cm2) Material Eixo com Chaveta

Eixo sem Chaveta

SAE 1020

420

560

SAE 1040

560

750

SAE 4340

700

930

Tabela 28: Tensões Admissíveis para Materiais do Eixo do Tambor

Obtidas as tensões na correia e estimado um peso para o tambor, consideramos a resultante radial (P) atuando sobre o eixo e, no calcula-se os momentos de acordo com o tipo de tambor.

-

Eixos Motrizes:

Mf =

Mt =

P×a 2

N × 38 × D V

Onde:

Mf

= Momento Fletor (kgfxcm)

P

= Resultante Radial atuante sobre o eixo (kgf)

a

= (L-c)/2 = distância entre centro do mancal e disco lateral (cm)

Mt

= Momento Torsor

N

= Potência Transmitida (HP)

D

= Diâmetro do Tambor (cm)

V

= Velocidade da Correia (m/s)

O momento ideal composto será:

Mi =

(K f × M f )2 + (K t × M t )2

Sendo:

σ admissível <

Mi Wi

e

Temos:

d>3

16 × M i π × σ adm

Wi =

π × d3 16

Sendo:

Mi

= Momento Ideal (kgfxcm)

Kf

= Fator de Serviço à Flexão = 1,5

Kt

= Fator de Serviço a Torção = 1,0

d

= Diâmetro Mínimo do Eixo no Cubo (cm)

σadm

= Tensão Admissível (kgf/cm2) (tabela 28).

-

Eixos Movidos:

Neste caso, o momento torsor inexiste, havendo apenas uma flexão pura no eixo. Assim teremos:

Mf =

σ admissível

M < f Wf

d>3

P×a 2

e

32 × M f π × σ adm

π × d3 Wf = 32

A verificação da flecha é feita através da equação da flecha máxima:

f=

2 P × K s × (L − C) × × 2 × L2 + 2 × L × C − C 2 4 3 π× E×d

(

Onde:

f

= Flecha Máxima (cm)

P

= Carga Radial resultante sobre o eixo (kgf)

Ks

= Coeficiente de Serviço = 1,5

L

= Distância entre Mancais (cm)

C

= Distância entre Discos (cm)

d

= Diâmetro do Eixo entre Discos (cm)

E

= Módulo de Elasticidade (para Aço E = 2,1 x 106 kgf/cm2)

I

= Momento de Inércia (cm4)

A flecha máxima não deve ultrapassar:

)

f=

f=

L para largura de correia de até 54” 1500

L para largura de correia acima de 54” 2000

4.1.6.2. Disco Lateral:

Para o cálculo do disco lateral, podemos assumir os seguintes esforços atuantes: flexão, compressão e cisalhamento. O cisalhamento ocorre apenas em tambores motrizes. De acordo com o esquema abaixo, passamos a definir os esforços.

Figura 39: Características Geométricas do Tambor

O momento fletor devido às reações dos mancais é obtido na equação:

MO =

Md =

P × (L − C)) 4

MO 2× K1 × I 1+ C× t3

Onde:

MO

= Momento Fletor devido às reações nos mancais (kgfxcm)

P

= Resultante Radial atuando sobre o eixo (kgf)

L

= Distância entre Mancais (cm)

C

= Distância entre Discos (cm)

Md

= Parcela do Momento Fletor Transmitida pelo Tambor ao Cubo e Disco (kgfxcm)

K1

= Fator Tabelado (Tabela 30)

I

= Momento de Inércia do Eixo na Seccão entre os Cubos (cm4)

t

= Espessura do Disco (cm)

A deflexão no disco será:

δ=

K1 × Md E× t3

σ1 =

2 × L1 × Md D× t2

A tensão no disco é obtida na expressão:

O valor de L1 é obtido na tabela 30.

A esta tensão deve ser somada a parcela devido à compressão:

σ2=

2 2 × D1 × t

Teremos então a tensão total:

σ t = σ1 + σ 2

No caso de tambores motrizes deve ser somada a parcela devido ao cisalhamento atuante no disco:

τ=

Fc 2 × Mt D × (T1 − T2 ) = = 2 2 A π × D2 × t π × D2 × t

A tensão somatória no disco lateral, no caso de tambores motrizes será:

σ=

(σ 1 + σ 2 )2 + 4 × τ 2

Estas tensões resultantes devem ser menores do que a Tensão Admissível, sendo: σadm = 420 kgf/cm2 – para o SAE 1020 ou A-36 σadm = 560 kgf/cm2 – para ASTM A-285

4.1.6.3. Corpo do Tambor:

O corpo do tambor terá sua espessura mínima calculada através da expressão:

e=

K c × (3 × T × D) σc

Sendo:

e

= Espessura da Chapa do Corpo

T

= Tensão Máxima da Correia no Local do Tambor (kgf/cm)

σc

= Tensão Admissível na Borda do Corpo, com Fator de Segurança de 1,5 560 kgf/cm2 para chapas soldadas de um lado 1100 kgf/cm2 para chapas tendo a secção toda soldada com alívio de tensões.

Kc

= Função do ângulo de abraçamento (Tabela 29)

Ângulo de Kc Abraçamento 0o

0,0000

20 o

0,0685

40 o

0,1097

60 o

0,1270

80 o

0,1249

100 o

0,1092

120 o

0,1006

140 o

0,0810

160 o

0,0551

180 o

0,0292

200 o

0,0551

240 o

0,1006

Tabela 29: Constante para Ângulo de Abraçamento

D2/D

0,20

0,25

0,30

0,35

0,40

0,45

0,50

0,60

0,70

0,80

K1

0,596

0,438

0,321

0,232

0,167

0,119

0,081

0,035

0,013

0,003

L1

4,408

3,370

2,658

2,130

1,729

1,403

1,146

0,749

0,471

0,262

Tabela 30: Fatores Tabelados para o Dimensionamento do Tambor

Para a tabela 30 tem-se:

K1

= Fator de Rigidez do par eixo-cubo em tambores

L1

= Fator de Rigidez dos discos dos tambores

D2

= Diâmetro Externo do Cubo

D

= Diâmetro dos Tambores

4.1.6.4. Discos Internos:

Os discos internos são utilizados quando o valor de Y calculado na expressão abaixo for inferior ao valor de C.

⎛ E× B× R ×e ⎞ Y=⎜ ⎟ T ⎝ ⎠

Onde:

Y

= Espaçamento entre Discos Internos (cm)

E

= Módulo de Elasticidade do Material

B

= Largura da Correia (cm)

R

= Raio do Tambor (cm)

e

= Espessura do Corpo (cm)

T

= Tensão na Correia (kgf/cm de largura)

C

= Distância entre Discos Laterais (cm)

1

4

A espessura dos discos internos deve ser igual a espessura do corpo do tambor.

4.1.7. Esticador do Transportador: O esticador tem como finalidade manter a tensão necessária para a operação do transportador. A falta de tensão adequada pode causar o deslizamento do tambor de acionamento, danificando a correia e impedindo o funcionamento do transportador. Os transportadores pequenos utilizam o esticador por parafuso. Os transportadores maiores necessitam de um esticador por contrapeso. O Manual dos Transportadores Contínuos apresenta um critério para escolha do esticador. A equação para o cálculo do contra peso é a seguinte:

G = 2 × T + (cos λ × 0,10 × Pc ) − (Pc × sen λ ) Sendo: G T Pc λ

= Valor do Contrapeso ou Força Necessária do Esticador (kgf) = Tensão da Correia no Ponto onde está Localizado o Esticador (kgf) = Peso do Tambor Esticador e do seu Carrinho ou Quadro Guia (kgf) = Inclinação do Transportador (Graus)

4.1.8. Especificação do Conjunto de Acionamento:

A especificação da potência do motor deve levar em consideração a potência efetiva Ne já calculada e o rendimento total da transmissão selecionada. Nos transportadores de correia que necessitam o acionamento com carga são necessários alguns cuidados especiais para reduzir o torque de partida. Nos transportadores menores são utilizadas ligações elétricas que reduzem a corrente de partida. Nos transportadores maiores são utilizados os acoplamentos hidráulicos que permitem uma aceleração suave. Atualmente vem sendo utilizado o inversor de frequência para o controle da partida e da velocidade de operação.

4.1.9. Especificação dos Freios e Contra-Recuo: Os freios são usados para evitar a continuação da descarga do material após o transportador ter sido desligado em condições normais, em paradas de emergência, ou para controle de aceleração durante a partida. O dimensionamento do freio utiliza os parâmetros já definidos nos cálculos anteriores e o cálculo das forças de inércia das massas rotativas. Este procedimento é detalhado no Manual dos Transportadores Contínuos. O Contra-Recuo é utilizado principalmente em transportadores onde existe a possibilidade de retorno da carga após a parada. O Manual dos Transportadores Contínuos apresenta o critério para o dimensionamento. 4.1.10. Projeto da Estrutura do Transportador:

Os Transportadores de Correia são construídos normalmente sobre estruturas metálicas que se adaptam às condições da aplicação do equipamento. Estas estruturas são compostas principalmente de vigas e colunas de sustentação. Inúmeros detalhes fazem parte da construção dos suportes dos diversos componentes do transportador. As informações sobre o projeto e dimensionamento da estrutura do transportador podem ser obtidas na bibliografia de referência.

4.2. Outros Transportadores Contínuos:

Além dos Transportadores de Correia diversos equipamentos também são utilizados com estas mesmas características de utilização. Os principais equipamentos existentes nas instalações industriais atuais são:

-

Transportadores Articulados; Transportadores Helicoidais;

-

Transportadores Oscilantes; Mesas de Rolos;

-

Instalações Pneumáticas e Hidráulicas de Transporte.

4.3. Exemplo de Dimensionamento de um Transportador:

Um Transportador de Correia deve carregar um silo com carvão mineral. A quantidade de material transportado deve ser Q = 460 ton/hora. O silo encontra-se a uma distância horizontal de 175,31 m e altura de 39,0 m em relação ao ponto de carregamento do transportador. Para o dimensionamento do transportador será adotada a sequência descrita no item 4.1. e dados complementares da ABNT NBR 8205.

1) Informações Iniciais:

1.1) Características do Material: As propriedades do material necessárias para o cálculo são descritas na tabela abaixo:

Peso Específico

γ

= 650 kgf/m3

Ângulo de Repouso (Mínimo)

α

= 23 o

Ângulo de Inclinação

λm

= 22 o

Máximo

1.2) Perfil do Transportador: Semelhante à figura 33, com dimensões descritas abaixo. A inclinação do transportador é de 12,54 0.

1.3) Capacidade Desejada: O transportador deve atender a capacidade especificada de vazão correspondente a 460 ton/hora de material.

1.4) Condições de Operação: O regime de funcionamento deve ser de 24 horas/dia. Requer controle de vazamento de material. O transportador deve ser totalmente coberto com passarelas de inspeção de ambos os lados.

1.5) Características Especiais: O acionamento deve ser duplo, um de cada lado do tambor motriz. Controle de partida e de velocidade por inversor de frequência. A estrutura deverá ser do tipo

galeria com tapamento lateral. O material da estrutura deve ser de aço de baixa liga resistente a corrosão.

2) Características Básicas da Correia e dos Roletes: A Capacidade Volumétrica requerida para o transportador será de:

C=

Q 460000 = ∴ C = 707,7 m 3 / hora γ 650

Considerando os valores da tabela 18 é determinado o valor requerido para o Ctabela. Utilizando a equação, item 4.1.2, para K = ~ 0,92 (λ = 12,54 0), ver tabela 15.

Largura B (pol)

Velocidade (m/s)

Ctabela - (m3/h) Requerido

24

2,5

307,70

30

3,0

256,27

36

3,3

232,97

Para roletes de 35 0 temos os seguintes valores de Ctabela para velocidade de 1,0 m/s:

Ângulo Ângulo Rolete

Largura da Correia em Polegadas Acomodação

β

α

24

30

36

35 0

23 0

142

232,4

344

Portanto, a correia de 36 polegadas com roletes de 35 graus atende a condição para o menor valor requerido de Ctabela. Como o valor atende para 3,0 m/s, será utilizada esta velocidade para o regime normal de funcionamento do transportador (344 > 256,27 – OK). O espaçamento dos roletes de carga pode ser considerado 1,0 m e retorno 3,0 m (tabela 18). A escolha e especificação final dos diversos roletes do transportador deve ser feita no catálogo dos fabricantes com auxílio do Manual dos Transportadores Contínuos. O valor da flecha será verificado no final dos cálculos.

3) Cálculo da Potência de Acionamento:

Será utilizado o Método CEMA. Neste método inicialmente é calculada a tensão efetiva:

[

]

Te = L × K x + K y × (Wm + Wb ) + 0,015 × Wb ± H × Wm + Ta Os valores da equação são os seguintes:

L

= 179,6 (m)

L2 = 175,3102 + 39,002 (comprimento ao longo do lado de carga)

Wm

= 42,6 (kgf/m)

Wm = Q/V = 127,78 (Kgf/s)/3,0 (m/s) = 42,6 (kgf/m) (peso do material)

Wb

= 16,2 (kgf/m)

Valor estimado tabela 26 para correia de 36”

Kx

= 1,15 (kgf/m)

Kx = 0,00068.(42,6 + 16,2) + x/1 = 1,15 (x = 1,11 p/rolete série 600)

Ky

= 0,024

Tabela 1-26 Manual para L = 179,6 ; (Wm+ Wb )= 58,8 ; λ = 12,540

(kgf/m) H

= 39,00

Conforme perfil da correia Fg + Ft + Fl + Fa (Ftc , Ftm e Fd = 0) (cálculo abaixo) Fg = 0,1488.Cs.Lg.362 + 8,92.Lg = 82,11 (kgf) (Cs = 0,0754 e Lg = 3,5 m)

Ta

= 578,08 (kgf) Ft = 90,72 + 4.67,79 + 45,36 = 407,24 (kgf) (ABNT 8205 ) Fl = 1,4.36 = 50,4 (kgf) (fórmula) Fa = 460.(32 - 02)/36.3 = 12,78.3 = 38,33 (kgf)

Substituindo os valores acima na equação da Tensão Efetiva tem-se:

Te = 2743 (kgf)

A Potência Efetiva é definida por:

Ne =

Te × V 2743 × 3 = 75 75

N e = 109,7 (HP)

A Potência do Motor será determinada considerando a eficiência da transmissão e a disponibilidade de motor padronizado.

4) Cálculo das Tensões (Forças) na Correia:

Os dados preliminares para o cálculo das tensões são os seguintes:

Wm

= 42,6 (kgf/m)

calculado

Wb

= 16,2 (kgf/m)

tabela 26

θ

= 180 0

conforme perfil do transportador

μ

= 0,2

tabela 27 (tambor sujo e molhado revestido com borracha)

K

= 1,15

K

= 1/(e0,0174xΘxμ -

calculado

1)

4.1) Força Mínima no Tambor de Acionamento:

T2 = K × Te = 1,15 × 2743

T2 = 3155 (kgf )

4.2) Força Máxima no Tambor de Acionamento:

T1 = (1 + K ) × Te = (1 + 1,15) × 2743

T1 = 5897,45 (kgf)

4.3) Força no Tambor de Cauda:

T3 = T2 + 0,015 × L × Wb − H × Wb = 3155 + 43,64 - 631,8

T3 = 2566,84 (kgf)

4.4) Força no Tambor de Esticamento:

Inicialmente deve ser calculada a força no ponto de instalação do contra-peso. Neste caso o contra-peso é instalado no lado do retorno, conforme equação abaixo (ABNT NBR 8205):

Trx = T3 − K xr × L x + Wb × H x

Os valores são:

T3

= 2566,84

força no tambor de cauda

(kgf) Kxr

= 0,243

coeficiente de resistência da correia nos roletes de retorno (0,015.Wb)

(kgf/m) Lx

= 2,56 (m)

distância entre tambor de retorno e esticamento (Fig.1 ABNT)

Wb

= 16,2

peso da correia

(kgf/m) Hx

= 0,56 (m)

altura da posição do tambor de retorno ao de esticamento (Fig. 1 ABNT)

Substituindo os valores obtem-se a força no tambor de esticamento:

Trx = 2575,29 (kgf)

4.5) Flecha na Correia:

Utilizando a equação da flecha podemos verificar se o valor atende as condições mínimas:

f=

(Wm + Wb )× a 2 8 × To

Substituindo valores obtem-se 0,28% que supera os valores requeridos (menor que 1%).

5) Especificação da Correia:

A especificação completa da correia é efetuada com base nos catálogos dos fabricantes. Consultando o site da Good Year na internet.

5.1) Seleção da Carcaça:

A correia indicada para esta aplicação é do tipo lonas de nylon, referência Plylon da Good Year. Para atender a tensão máxima de trabalho calculada no item 4, T1 = 5897,45 (kgf), é selecionada a correia com 3 lonas. Neste caso a menor tensão admissível, para emenda mecânica, é de 64 kN/m (ver tabela abaixo). Para correia de 36” a tensão máxima admissível é de Tadm = 5965,5 (kgf), que atende a condição para o valor de T1 (Tadm > T1).

PLYLON - 330

Nº DE LONAS

3

CAPACIDADE DE TENSÃO EMENDA VULCANIZADA

EMENDA MECÂNICA

KN/m LARGURA

LBF/POL. LARGURA

KN/m LARGURA

LBF/POL. LARGURA

72

405

64

360

OBS.: Para emendas mecânicas recomendamos os grampos apropriados para o serviço mencionado, conforme a especificação do fabricante.

ESPESSURA DA CARCAÇA (mm) 4,6 PESO APROXIMADO DA CARCAÇA (kg/m²) 6,8

LARGURA MÁXIMA DA CORREIA PESO DO MATERIAL

lb/pés³

0-45

45-105

105-165

165-200

kg/m³

0-730

730-1690

1690-2650

2650-3300

20°

ângulo dos roletes mm.

35°

45°

20°

35°

45°

20°

35°

45°

LARGURA MÍNIMA DA CORREIA PARA ACAMAMENTO SOBRE ROLETES ÂNGULO DOS ROLETES

20° 35° 45°

20°

35°

45°

mm

600

600

750

pol.

24

24

30

1850 1850 1500 1850 1500 1350 1500 1350 1200 900 750 600

pol.

72

72

60

72

60

60

54

48

54

48

42

EXTENSÃO DO ESTICADOR RECOMENDADA A PARTIR DA DISTÂNCIA ENTRE CENTROS (PERCENTUAL)

DIÂMETRO MÍNIMO DA POLIA MOTRIZ EM FUNÇÃO DA TENSÃO APLICADA TENSÃO

54

DIÂMETRO mm

pol.

acima de 80%

500

20

entre 60% e 80%

450

18

entre 40% e 60%

400

16

abaixo de 40%

350

14

Polia de cauda e desvio

350

14

Tipo de Esticador

Emendas mecânicas

Emendas vulcanizadas

100%

75% ou menos

100%

75% ou menos

Parafuso

1,5%

1,0%

4,0%

3,0%

Automático

2,0%

1,5%

2,5%+650mm

2,5%+650mm

5.2) Seleção do Revestimento (Cobertura):

A cobertura selecionada é do tipo “Stacker”, ver especificações nas informações do catálogo Good Year abaixo. As espessuras escolhidas são: 1/8” para o lado da carga e 1/16” para o lado do tambor. Estes valores são definidos em função da experiência de durabilidade de correias em aplicações similares. Os valores de peso são definidos nas tabelas abaixo.

EP - Peso das Coberturas • Normalmente, coberturas do tipo B podem ser usadas. • Coberturas Super S são recomendadas para maior resistência à abrasão • Coberturas Stacker são recomendadas para melhor resistência a materiais de arestas vivas, cortantes.

• As coberturas especiais devem ser recomendadas para o uso para o qual foram desenvolvidas: PESO DAS CORREIAS: Os pesos das carcaças das correias transportadoras EP estão indicados nas tabelas de informações técnicas sobre as correias transportadoras poliéster/nylon.

Os pesos para as coberturas Stacker e B (RMA Grade 1 e RMA Grade 2) estão indicados na tabela ao lado: Nota: Por apresentarem pequenas variações nos seus pesos específicos, os compostos Stacker, Super B e B foram considerados iguais.

Peso das coberturas STACKER e B CALIBRE NOMINAL

PESO

CALIBRE NOMINAL

PESO

pol.

kg/m2

mm

kg/m2

1/32

0,9

1,0

1,19

1/16

1,90

1,5

1,79

3/32

2,83

2,0

2,38

1/8

3,79

3,0

3,57

3/16

5,67

4,0

4,76

1/4

7,56

5,0

5,95

5/16

9,45

6,0

7,14

3/8

11,35

7,0

8,33

1/2

15,12

8,0

9,53

-

-

10,0

11,91

-

-

12,0

14,29

A especificação final da correia é: Correia Plylon 330 – 3 lonas. Largura de 36”. Cobertura Stacker, 1/8” lado de carga e 1/16” lado dos tambores. Peso de 11,12 (kgf/m)

Diâmetro Mínimo Tambor de

= 500

Utilizado 830

Acionamento

mm

mm

Diâmetro Mínimo do Tambor de Retorno

= 350

Utilizado 534

mm

mm

Diâmetro Mínimo dos Tambores de

= 350

Utilizado 483

Desvio

mm

mm

Obs.: o peso adotado no cálculo (16,2) é superior ao especificado (11,12).

6) Cálculo e Dimensionamento dos Tambores:

Este assunto foi detalhado na terceira série de exercícios no item 2. A Tensão Efetiva considerada no cálculo é de 28000 N, que corresponde ao arredondamento do valor calculado no item 3, 2743 (kgf). Este valor não altera os resultados obtidos.

7) Esticador do Transportador:

Será especificado esticador por gravidade, conforme descrito no perfil do transportador. O valor do contra-peso (G) é definido na expressão:

G = 2 × Trx + (Cosλ × 0,10 × Pc ) − (Pc × Senλ )

Estimando o valor de Pc, peso do tambor esticador e carro guia, em 300 kgf, temos:

G = 2 × 2575,29 + (Cos12,54 × 0,10 × 300 ) − (300 × Sen12,54 )

G = 5114,73 (kgf)

8) Especificação do Conjunto de Acionamento:

A Potência Efetiva é de 109,7 (HP). Considerando um rendimento total de transmissão de 0,85 temos uma potência requerida para o motor de 130 (HP), sendo especificada a potência normalizada de 150 (HP)

8.1) Especificação do Motor:

Motor Assíncrono de Indução Trifásico, 6 pólos, 1185 rpm, 150 HP, carcaça 315 S/M, Tensão 440 V, 60 Hz, Isolamento Classe B, Categoria N, Conjugado Nominal de 90,6 kgf.m, IP(W) 55 Marca WEG ou similar.

8.2) Especificação do Redutor:

O redutor deve atender as condições de potência e velocidade da correia. O Fator de Serviço para a aplicação é 2. A potência requerida para o redutor é no mínimo de 219,4 (HP) (2 x 109,7). Para atender o requisito de diâmetro do tambor de acionamento especificado de 830 mm, a rotação de saída do redutor deve ser:

nt =

V 3 = = 1,15 rps = 69 rpm π × D π × 0,830

A redução deve ser:

i=

n m 1185 = = 17,17 nt 69

Conforme informações de catálogo, será utilizado o redutor padronizado:

Redutor de velocidade de eixos paralelos, 280 (HP), redução 17,09, eixo de alta 1185 rpm, Tipo Y2 2120. FALK ou Similar.

9) Especificação dos Freios e Contra-Recuo:

9.1) Especificação do Freio:

O Freio será utilizado para que o material descarregado durante a parada do transportador seja no máximo de qf = 0,25 toneladas.

2000 ×q f Wm × V

tf =

Substituindo os valores obtem-se o tempo de 3,9 segundos.

A Força de Frenagem é definida na expressão:

Ff =

M×V − Te tf

O valor da massa total do transportador é calculado conforme Manual dos Transportadores Contínuos e vale 4832,3 (kg.s2/m).

Ff = 974,15 (kgf )

O torque de frenagem será:

Z f = Ff × R tambor

O valor calculado é de 404,3 (kgf.m), sendo especificado o freio:

Freio Eletro-Hidráulico Tipo FNN 2530, Torque Máximo 6330 (N.m), Torque Mínimo 2820 (N.m). Polia de 630 (mm), EMH ou similar.

9.2) Especificação do Contra-Recuo:

O contra recuo deve ser usado quando:

H × Wm ≥

[

L × K x + K y × (Wm + Wb ) + 0,015 × Wb 2

Temos que: 1661,4 > 251,25, portanto é necessário o contra recuo.

]

O torque do contra recuo é definido na expressão:

⎧ L ⎫ Z c = R tambor × ⎨H × Wm − × K x + K y × (Wm + Wb ) + 0,015 × Wb ⎬ 2 ⎭ ⎩

[

]

O valor calculado é: Zc = 585 (kgf.m). A especificação do contra recuo é:

Freio contra-recuo tipo HD-4A, Eixo 150 mm, 70 rpm, torque de serviço 585 (kgf.m), da marca FAÇO Stephens Adamson ou Similar.

10) Projeto da Estrutura do Transportador:

A seguir são apresentados alguns detalhes do projeto da estrutura do transportador. A figura abaixo mostra um detalhe da estrutura do transportador em forma de galeria. Pode ser observada as duas passarelas laterais, os roletes de carga, roletes de retorno e a seção da estrutura com cobertura total.

Figura 40: Seção do Transportador. Vista das Passarelas e dos Roletes de Carga e Retorno

Os principais componentes do sistema de acionamento são apresentados na figura abaixo. A estrutura do transportador deve fixar todos estes equipamentos. Observar a utilização de duplo acionamento no tambor.

Figura 41: Conjuntos de Motorização e Tambor de Acionamento

A estrutura de um vão do transportador é representada pela figura abaixo.

Figura 42: Detalhe de Um Lance da Estrutura em Forma de Galeria

Figura 43: Detalhe Interno do Lado Direito da Galeria. Vista da Correia, Roletes de Carga, Passarela e Guarda Corpo

Figura 44: Vista Geral do Transportador

Figura 45: Detalhe do Conjunto de Acionamento. Acoplamento Hidráulico entre Motor e Redutor

BIBLIOGRAFIA

1- ERNST, H. Aparatos de Elevacion y Transporte - Vol. I e II – Editorial Blume , Madri , 1972 2- RUDENKO , N - Material Handing. Equipment , Peace Publishers, Moscow 3- SHIGLEY, J. E.Mechanical Engineering Design-5th Edition – MacGraw–Hill, New York – 1989 4- DUBBEL. Manual do Engenheiro Mecânico. Editora Hemus, 1989. 5- NBR 8400. Cálculo de Equipamentos para Elevação e Movimentação de Carga. ABNT, 1984. 6- AISE Technical Report No. 6. Specification for Eletric Overhead Travelling Cranes for Steel Mill Service. American Iron and Steel Engineers, 2001. 7- FAÇO. Manual de Transportadores Contínuos. Fábrica de Aço Paulista, 1978. 8- CEMA. Belt Conveyors for Bulk Materials. Published by the Conveyor Equipment Manufacturer Association. 9- NBR 8011. Cálculo da Capacidade de Transportadores Contínuos – Transportadores de Correia. ABNT, 1995. 10- NBR 8205. Cálculo de Força e Potência – Transportadores Contínuos – Transportadores de Correia. ABNT, 1988. 11- ARTHUR TAMASAUSKAS , Metodologia do Projeto Básico de Equipamento de Manuseio e Transporte de Cargas – Ponte Rolante – Aplicação não siderúrgica – Dissertação de mestrado – Escola Politécnica de São Paulo – Departamento de Engenharia Mecânica – SP – 2000