ponte rolante-convertido

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UNIVERSIDADE PAULISTA – UNIP 
CAMPOS TATUAPÉ 
CURSO: ENGENHARIA MECÂNICA 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
PROJETO DE UMA PONTE ROLANTE 
 
ALUNO: FELIPE DIAS VIEIRA 
 RA: B930DD-1 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 UNIVERSIDADE DE SÃO PAULO 
São Paulo 
2020
ii 
RESUMO 
 
O presente trabalho consiste no projeto de uma ponte rolante para transporte de 
materiais não siderúrgico, proposto pelo professor Antônio Henrique Manoel, como pré- 
requisito para aprovação na disciplina de Máquinas de Elevação e Transporte. 
 
O projeto inclui o dimensionamento e a seleção de todos os componentes possíveis 
e presentes em uma ponte rolante comercial. 
 
Todos os cálculos foram feitos utilizando-se como base a norma NBR -8400 de 
1984 e mais algumas outras normas e catálogos de fabricantes dos componentes 
selecionados. 
iii 
SUMÁRIO 
1 REVISÃO DE LITERATURA .................................................................................1 
1.1 INTRODUÇÃO .................................................................................................1 
1.2 TIPOS DE PONTES ROLANTES ....................................................................1 
1.2.1 Ponte rolante apoiada uni-viga ....................................................................1 
1.2.2 Ponte rolante apoiada dupla-viga ................................................................2 
1.2.3 Pórticos e semipórticos ................................................................................2 
1.3 DEFINIÇÕES NORMA ABNT 8400:1984 ......................................................4 
1.4 INFORMAÇÕES TÉCNICAS NECESSÁRIAS PARA A CONFIGURAÇÃO 
DO EQUIPAMENTO ................................................................................................... 4 
1.5 CABOS DE AÇO ..............................................................................................5 
1.5.1 Construção e tipos .......................................................................................5 
1.5.2 Almas de fibras ............................................................................................6 
1.5.3 Almas de aço ...............................................................................................6 
1.5.4 Recomendações de utilização de cabo de aço para pontes rolante ..............6 
1.6 COMPONENTES DA PONTE ROLANTE .................................................... 7 
1.6.1 Ponte 7 
1.6.2 Talha 7 
1.6.2.1 Talha elétrica de corrente de elos .........................................................8 
1.6.2.2 Talha elétrica de cabo de aço para ponte dupla-viga ............................8 
1.6.2.3 Talha elétrica de cabos de aço para ponte uni-viga ..............................9 
1.6.3 Carro guincho ..............................................................................................9 
1.6.4 Viga principal ............................................................................................10 
1.6.5 Cabeceiras..................................................................................................10 
1.6.6 Trolley .......................................................................................................10 
1.6.7 Partes de uma ponte rolante .......................................................................10 
2 DESENVOLVIMENTO..........................................................................................12 
2.1 CONSIDERAÇÕES INICIAIS .......................................................................12 
2.2 METODOLOGIA CITADA NO DESENVOLVIMENTO DO PROJETO ... 12 
2.3 FLUXOGRAMA GERAL DO PROJETO ......................................................12 
2.3.1 Tipo construtivo e capacidade ...................................................................12 
2.3.2 Estruturas ...................................................................................................13 
2.3.2.1 Classificação das estruturas dos equipamentos ..................................13 
2.3.2.2 Classificação das estruturas em grupos ..............................................15 
2.3.3 Mecanismos ...............................................................................................16 
2.3.3.1 Classificação dos mecanismos ...........................................................16 
2.3.4 Dimensionamento do Sistema de Elevação Principal ............................... 17 
iv 
 
2.3.4.1 Seleção Do Moitão .............................................................................18 
2.3.4.2 Sistema de polias ................................................................................19 
2.3.4.3 Diâmetro mínimo do cabo de aço ......................................................21 
2.3.4.4 Determinação do diâmetro das polias ................................................22 
2.3.4.5 Dimensionamento do tambor .............................................................23 
2.3.4.5.1 Diâmetro 23 
2.3.4.5.2 Nervuras e espessuras ..................................................................23 
2.3.4.5.3 Comprimento ...............................................................................24 
2.3.4.6 Cálculo da potência de levantamento e seleção do motor ..................26 
2.3.4.7 Escolha do redutor de levantamento ..................................................26 
2.3.4.8 Elementos de conexão Redutor – Tambor .........................................28 
2.3.4.8.1 Eixo passante ................................................................................ 28 
2.3.4.8.2 Tampa de conexão........................................................................31 
2.3.4.8.3 Pinos de Encaixe ...........................................................................32 
2.3.4.8.4 Acoplamento Redutor – Eixo Passante ...................................... 33 
2.3.4.8.5 Mancais de suporte para o tambor .............................................34 
2.3.4.9 Freio de levantamento ........................................................................ 35 
2.3.5 Movimento de translação do carro ............................................................36 
2.3.5.1 Configuração do sistema de translação do carro ................................36 
2.3.5.2 Mecanismo de translação do carro (direção) ......................................36 
2.3.5.2.1 Peso estimativo total do carro .....................................................36 
2.3.5.2.2 Especificação do diâmetro da roda .............................................37 
2.3.5.2.3 Seleção dos motores de translação e redutores..........................40 
2.3.5.2.4 Dimensionamento da viga cabeceira ......................................... 42 
2.3.5.2.5 Dimensionamento da viga principal .......................................... 49 
2.3.5.2.6 Cálculo da estrutura do carro .................................................... 53 
2.3.5.2.7 Cálculo do centro de gravidade do carro .................................. 54 
2.3.5.2.8 Rodas/Vão do carro (LAY-OUT) ............................................... 55 
2.3.6 Estrutura da ponte rolante ..........................................................................57 
3 REFERÊNCIAS ......................................................................................................64 
APÊNDICE A – MEMORIAL DE CÁLCULOS .......................................................... 65 
APÊNDICE B – DESENHOS TÉCNICOS ....................................................................79 
v 
LISTA DE FIGURAS 
 
Figura 1: Ponte rolante apoiada uni-viga. (Fonte: 
http://www.directindustry.com/pt/prod/abus/product-14275-543247.html. Acesso em: 
14/04/2019). ...................................................................................................................... 2 
Figura 2: Ponte rolante apoiada dupla-viga. (Fonte: http://www.ciriex-abus.com.br. 
Acesso em:14/04/2019) ....................................................................................................2 
Figura 3: Pórtico rolante. (Fonte: https://abdonsolucoes.com.br/porticos-e-semiporticos- 
rolantes/. Acesso em:14/04/2019) .................................................................................... 3 
Figura 4: Semi-pórtico. (Fonte: https://abdonsolucoes.com.br/porticos-e-semiporticos- 
rolantes/. Acesso em:14/04/2019). ................................................................................... 3 
Figura 5: Constituição do cabo de aço. (Fonte: https://cabopec.com.br/conhecendo- 
melhor-o-cabo-de-aco/. Acesso em:15/04/2019).............................................................. 5 
Figura 6: Esquema de aplicação dos cabos de aço em pontes rolantes. (Fonte: 
http://www.cimafbrasil.com.br. Acesso em: 15/04/2019). ............................................... 7 
Figura 7: Talha de corrente de elos. (Fonte: https://www.b2b.nowak.com.br/talhas-e- 
trolleys/talha-eletrica-de-corrente/talha-eletrica-corrente-500-kg-6-metros-sansei-ref- 
3414. Acesso: 16/04/2019). .............................................................................................. 8 
Figura 8: Talha elétrica de cabos de aço para ponte dupla-viga.( Fonte: 
https://www.ciriexabus-cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/. Acesso 
em:16/04/2019). ................................................................................................................ 9 
Figura 9: Talha elétrica de cabo de aço para ponte uni-viga. (Fonte: 
https://www.ciriexabus-cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/.Acesso 
em:16/04/2019) ................................................................................................................. 9 
Figura 10: Ponte rolante convencional. Fonte: TAMASAUSKAS, ARTHUR (2000) .. 10 
Figura 11: Sistema de translação do tipo A1. Fonte: TAMASAUSKAS, ARTHUR (2000) 
........................................................................................................................................ 11 
Figura 12 - Composição do moitão. (Fonte - catálogo da ALTA Industrial©) .............. 18 
Figura 13 - Sistema de cabeamento gêmeo. Fonte - TAMASAUSKAS, ARTHUR, (2000) 
........................................................................................................................................ 19 
Figura 14 - Representação das distâncias entre polias e tambor. Fonte - Autor, (2019) 20 
Figura 15 - Representação da distância entre polias e tambores com os valores. Fonte - 
Autor, (2019) .................................................................................................................. 20 
Figura 16 - parâmetros das nervuras. Fonte - NBR 11375, (1992). ............................... 23 
Figura 17 - Denominações de diâmetro no tambor. Fonte - NBR 11375, (19920) 24 
Figura 18 - Esquema do tambor. Fonte - TAMASAUSKAS, ARTHUR (1994) ........... 25 
Figura 19 - Redutor do sistema de elevação. Fonte – Catálogo EURO DRIVE, (2019). 
........................................................................................................................................ 27 
Figura 20 - Montagem do tambor e seus elementos. Fonte - Autor, (2019) ................... 28 
Figura 21 - Representação do eixo tubular estriado. Fonte - Autor, (2019) ................... 29 
Figura 22 - Diagrama de corpo livre do eixo do tambor. Fonte - Autor, (2019) ............ 29 
Figura 23 - Esforços internos de cortante, torçor e fletor. Fonte - Autor, (2019) ........... 30 
Figura 24 - parâmetros para a usinagem das estrias. Fonte – DIM 5480, (1981)) 31 
Figura 25 - Ilustração renderizada do conjunto de transmissão do tambor. Fonte - Autor, 
(2019) ............................................................................................................................. 32 
Figura 26 - Pino cilíndrico de encaixe. Fonte - Autor, (2019). ...................................... 33 
Figura 27 - Acoplamento selecionado e seus parâmetros. Fonte – Catálogo NORMEX, 
(2019) ............................................................................................................................. 34 
Figura 28 - Conexão tambor/redutor. Fonte - Autor, (2019) .......................................... 34 
Figura 29 - mancal do tambor. Fonte - catálogo NSK, 2019. ......................................... 35 
http://www.directindustry.com/pt/prod/abus/product-14275-543247.html
http://www.ciriex-abus.com.br/
http://www.cimafbrasil.com.br/
http://www.b2b.nowak.com.br/talhas-e-
http://www.ciriexabus-cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/
http://www.ciriexabus-cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/.Acesso
vi 
Figura 30 - Freio de parada. Fonte - ENM, (2019). ........................................................ 36 
Figura 31 - Bloco de rodas selecionado. Fonte - STAHL, (2019). ................................ 39 
Figura 32 - trilho roda. (Fonte - 
https://www.passeidireto.com/arquivo/47538926/memorial-de-calculo-ponte- 
rolante.Acesso em: 02/06/2019). .................................................................................... 39 
Figura 33 - Trilho TR 37. Fonte - https://www.trilhos.com.br/trilho-padrao-tr.html. 
Acesso em: 02/06/2019................................................................................................... 40 
Figura 34 - Diagrama de corpo livre da viga cabeceira. Fonte - Oliva, (2005) .............. 43 
Figura 35 - Características geométricas da viga caixão. Fonte - Oliva, (2005). ............. 44 
Figura 36 - Viga cabeceira. Fonte – Autor, (2019)) ....................................................... 49 
Figura 37 - Dcl da viga principal do carro. Fonte - Oliva, (2005). ................................. 49 
Figura 38 - Viga principal. Fonte - Autor, (2019) .......................................................... 53 
Figura 39 - Distância entre as rodas, Fonte – autor, (2019) ........................................... 55 
Figura 40 - Planta do carro, modelo sólido. Fonte - Autor, (2019) ................................ 55 
Figura 41 - Vista em pespectiva da estrutura do carro. Fonte - Autor, (2019) ............... 56 
Figura 42 - Vão do carro. Fonte - Autor, (2019) ............................................................ 56 
Figura 43 - Carro final. Fonte - Autor, (2019). ............................................................... 57 
Figura 44 - Dimensões da viga. (Fonte - https://engiobra.com/calculadoras/momento- 
inercia/tubo-retangular/. Acesso em 02/06/2019) ........................................................... 59 
Figura 45 - Monento de inércia da viga. (Fonte - 
https://engiobra.com/calculadoras/momento-inercia/tubo-retangular/. Acesso em: 
02/06/2019) ..................................................................................................................... 60 
Figura 46 - Ilustração da secção considerada da viga. Fonte - TAMASAUSKAS, 
ARTHUR (1994) ............................................................................................................ 61 
Figura 47 - Tempo de acelerações e acelerações. Fonte - NBR 8400, (1984)) .............. 63 
http://www.passeidireto.com/arquivo/47538926/memorial-de-calculo-ponte-
http://www.trilhos.com.br/trilho-padrao-tr.html
vii 
LISTA DE TABELAS 
 
Tabela 1: Fatores de segurança para cabos de aço.( Fonte: http://www.cimafbrasil.com.br. 
Acesso em:15/04/2019). ................................................................................................... 7 
Tabela 2 - Componente x Metodologia. Fonte: Autor (2019) ........................................ 12 
Tabela 3 - Classe de utilização. Fonte - NBR 8400 (1984) ............................................ 14 
Tabela 4: Estado de carga. Fonte - NBR 8400 (1984) .................................................... 14 
Tabela 5 - Estado de tensões de um elemento. Fonte - NBR 8400 (1984) ..................... 15 
Tabela 6 - Classificação da estrutura dos equipamentos (ou elementos da estrutura) emgrupos. Fonte - NBR 8400 (1984) .................................................................................. 15 
Tabela 7 - Classe de funcionamento. Fonte - NBR 8400 (1984) .................................... 16 
Tabela 8 - Estado de solicitação. Fonte - NBR 8400 (1984) .......................................... 17 
Tabela 9 - Grupo dos mecanismos. Fonte - NBR 8400 (1984) ...................................... 17 
Tabela 10 - Moitão selecionado. (Fonte - catálogo da ALTA Industrial©) ................... 19 
Tabela 11 - Valor mínimo de Q. Fonte - NBR 8400 (1984) ........................................... 21 
Tabela 12 - Valores de H1. Fonte - NBR 8400 (1984) ................................................... 22 
Tabela 13 - Valores de H2. Fonte - NBR 8400 (1984) ................................................... 22 
Tabela 14 - Dimensões recomendáveis para usinagem das nervuras. Fonte - NBR 11375, 
(1992). ............................................................................................................................ 23 
Tabela 15 - Diâmetro da roda/resistência específica ao deslocamento. Fonte - 
TAMASAUSKAS, ARTHUR (1994) ............................................................................ 41 
Tabela 16 - Determinação do centro de gravidade do carro. Fonte - autor. ................... 54 
http://www.cimafbrasil.com.br/
1 
1 REVISÃO DE LITERATURA 
 
Neste capítulo, será apresentado o embasamento teórico utilizado no projeto de uma 
ponte rolante para o transporte de materiais, a partir de uma literatura adequada referente 
ao cálculo de equipamentos para levantamento e transporte de cargas. 
 
1.1 INTRODUÇÃO 
O grupo de máquinas destinadas as atividades de elevação e transporte de cargas 
apresenta uma grande diversidade de equipamentos que podem ser utilizados nas mais 
variadas formas para o desempenho de atividades industriais. 
 
Os principais equipamentos que fazem parte das máquinas de elevação são: 
guindastes, pontes rolantes, elevadores e guinchos. 
 
Para o projeto e construção de uma máquina de elevação e transporte é necessário 
a aplicação de normas específicas, que determinam as condições básicas que devem ser 
obedecidas. 
 
A ponte rolante tem os movimentos longitudinal, transversal e vertical motorizado. 
Dependendo do seu tamanho e potência, tem seus movimentos comandados por um 
operador na cabina, ou por botoeira ao nível de piso. O movimento longitudinal esquerdo 
ou direito é feito pelas rodas sobre o trilho. O transversal esquerdo ou direito é feito carro 
sobre a ponte. O vertical ascendente ou descendente é feito pelo enrolamento ou 
desenrolamento do cago de aço ou corrente. 
 
1.2 TIPOS DE PONTES ROLANTES 
 
1.2.1 Ponte rolante apoiada uni-viga 
 
A ponte rolante apoiada uni-viga é um equipamento destinado a manipulação de 
cargas grandes e pesadas que não podem ser movidas facilmente de forma manual, que 
deve ser fabricada de acordo com a necessidades do local de trabalho. 
 
Dependendo da capacidade do vão, as vigas principais podem ser constituídas de 
duas maneiras: tipo “I” laminada (Figura 1) ou viga tipo “caixão” soldada. 
2 
Figura 1: Ponte rolante apoiada uni-viga. (Fonte: http://www.directindustry.com/pt/prod/abus/product-14275- 
543247.html. Acesso em: 14/04/2019). 
 
1.2.2 Ponte rolante apoiada dupla-viga 
 
Este tipo de ponte (Figura 2) é indicado para capacidades maiores de carga e 
também para um maior aproveitamento da altura útil, já que o gancho de carga pode ser 
içado entre as duas vigas principais da ponte rolante. 
 
 
Figura 2: Ponte rolante apoiada dupla-viga. (Fonte: http://www.ciriex-abus.com.br. Acesso em:14/04/2019) 
 
 
 
1.2.3 Pórticos e semipórticos 
 
Pórticos rolantes possuem as mesmas aplicações e as mesmas concepções de 
projeto das pontes rolantes, com a diferença de que os pórticos são utilizados para o 
levantamento e movimentação de cargas em locais desprovidos de estruturas de 
sustentação, onde a estrutura não foi projetada para o recebimento de cargas em 
suspensão. Os pórticos movimentam-se sobre trilhos dispostos no piso. Sua carga é 
movimentada tridimensionalmente, limitada apenas pelo vão do equipamento, pelo 
caminho de rolamento e pela altura de elevação. 
 
As velocidades de elevação e translação são de acordo com as necessidades. Sua 
capacidade de carga chega a atingir 80 t e seu vão chega a atingir 40 m. 
http://www.directindustry.com/pt/prod/abus/product-14275-
http://www.ciriex-abus.com.br/
3 
O pórtico (Figura 3), devido a seu tipo de construção, não precisa de nenhum apoio 
como o semipórtico (Figura 4), para ser montado, por isso é a solução ideal para o 
transporte de materiais em espaços livres ou prédios que não foram dimensionados para 
esse fim. 
 
Figura 3: Pórtico rolante. (Fonte: https://abdonsolucoes.com.br/porticos-e-semiporticos-rolantes/. Acesso 
em:14/04/2019) 
 
 
 
 
Figura 4: Semi-pórtico. (Fonte: https://abdonsolucoes.com.br/porticos-e-semiporticos-rolantes/. Acesso 
em:14/04/2019). 
 
https://abdonsolucoes.com.br/porticos-e-semiporticos-rolantes/
4 
1.3 DEFINIÇÕES NORMA ABNT 8400:1984 
 
A Norma ABNT 8400:1984 tem por objetivo fixar as diretrizes básicas para o 
cálculo das partes estruturais e componentes mecânicos dos equipamentos de 
levantamento e movimentação de cargas, independente do grau de complexidade ou do 
tipo de serviço do equipamento, determinando: solicitações e combinações de solicitações 
a serem consideradas; condições de resistência dos diversos componentes do 
equipamento em relação às solicitações consideradas; condições de estabilidade a serem 
consideradas. 
 
Para a utilização da norma é importante conhecer as seguintes definições: 
 
a. Carga útil - carga que é sustentada pelo gancho ou outro elemento de içamento; 
b. Carga de serviço – carga útil acrescida da carga dos acessórios de içamento; 
c. Carga permanente sobre um elemento – soma das cargas das partes mecânicas, 
estruturais e elétricas fixadas ao elemento, devidas ao peso próprio de cada parte. 
d. Serviço intermitente – serviço em que o equipamento deve efetuar 
deslocamentos da carga com numerosos períodos de parada durante as horas de 
trabalho; 
e. Serviço intensivo – serviço em que o equipamento é quase que permanentemente 
utilizado durante as horas de trabalho, sendo os períodos de repouso muito curtos; 
é particularmente o caso dos equipamentos que estão incluídos em um ciclo de 
produção, devendo executar um número regular de operações; 
f. Turno – Período de 8 h de trabalho; 
g. Translação – Deslocamento horizontal de todo o equipamento; 
h. Direção - Deslocamento horizontal do carro do equipamento; 
i. Orientação – Deslocamento angular horizontal da lança do equipamento. 
 
1.4 INFORMAÇÕES TÉCNICAS NECESSÁRIAS PARA A 
CONFIGURAÇÃO DO EQUIPAMENTO 
 
São necessários os seguintes dados técnicos para o desenvolvimento do projeto: 
 
a. Objetivo do equipamento; 
b. Classificação dos mecanismos e estruturas conforme a norma NBR 8400; 
c. Tensão de alimentação; 
d. Ambiente de trabalho; 
e. Sistema de controle de rotação dos motores elétricos; 
f. Carga útil; 
g. Tipo de comando (cabine, botoeira, etc.); 
h. Dispositivo de fixação da carga; 
i. Vão (entre centros de trilhos); 
j. Altura de elevação; 
k. Velocidades; 
l. Comprimento do caminho do rolamento; 
m. Disponibilidade física e dimensional do local de operação do equipamento; 
n. Intermitência (%) e classe de partida para os motores elétricos, conforme NBR 
8400. 
5 
1.5 CABOS DE AÇO 
 
Os cabos de aço são elementos mecânicos utilizados para transmissão entre grandes 
distâncias. São empregados também para fins estruturais. É um tipo de transmissão 
bastante econômica levando em consideração a relação entre grandes distâncias e altas 
potências. 
 
A constituição geral dos cabos de aço (Figura 5) pode ser resumida em: 
 
a. Arame: Fio de aço obtido por trefilação; 
b. Perna: conjunto de aramestorcidos em forma de hélice, podendo ou não ter um 
núcleo ou alma constituído por um arame, outro material metálico ou fibra. 
c. Alma: núcleo em torno do qual as pernas são dispostas em forma de hélice. A 
alma pode ser constituída em fibra natural ou artificial, podendo ainda ser formada 
por uma perna ou um cabo de aço independente. 
 
Figura 5: Constituição do cabo de aço. (Fonte: https://cabopec.com.br/conhecendo-melhor-o-cabo-de-aco/. Acesso 
em:15/04/2019) 
 
 
1.5.1 Construção e tipos 
 
Um cabo pode ser construído em uma ou mais operações, dependendo da 
quantidade de fios e, especificamente, do número de fios da perna. Por exemplo: um cabo 
de aço 6 por 19 significa que uma perna de 6 fios é enrolada com 12 fios em duas 
operações. 
 
Quanto a sua composição, os cabos de aço são classificados em normal (simples), 
warrington, seale, filler e misto. 
 
• Na composição simples, todos os arames possuem o mesmo diâmetro. 
6 
• No tipo Filler, a composição possui arames muito finos entre duas camadas. Esta 
condição aumenta a área de contato, a flexibilidade, a resistência ao amassamento 
e reduz o desgaste entre os arames. 
 
• A composição seale é caracterizada por possuir pelo menos duas camas adjacentes 
com o mesmo número de arames. Todos os arames da camada externa nesta 
composição possuem diâmetro maior para aumentar a resistência ao desgaste 
provocado pelo atrito. 
 
• Warrington é a composição onde existe pelo menos uma camada constituída de 
arame de dois diâmetros diferentes e alternados. Os cabos de aço fabricados com 
essa composição possuem boa resistência ao desgaste e boa resistência à fadiga. 
 
• A composição mista é formada pela aglutinação de duas das acima citadas, como 
por exemplo, a composição Warrington-Seale, que possuem as principais 
características de cada composição, proporcionando ao cabo alta resistência à 
abrasão conjugado com alta resistência à fadiga de flexão. 
 
1.5.2 Almas de fibras 
 
As almas de fibras em geral dão maior flexibilidade ao cabo de aço. É o tipo mais 
utilizado para cargas não muito pesadas. As fibras podem ser naturais (AF) ou artificiais 
(AFA). As fibras naturais utilizadas normalmente são o sisal ou o rami. Já a fibra artificial 
mais usada é o polipropileno (plástico). 
 
1.5.3 Almas de aço 
 
As almas de aço garantem maior resistência ao amassamento e aumentam a 
resistência à tração. A alma de aço pode ser tomada por uma perna (AA) ou por um cabo 
de aço independente (AACI), sendo esta última modalidade preferida quando se exige do 
cabo maior flexibilidade, combinada a alta resistência à tração. 
 
1.5.4 Recomendações de utilização de cabo de aço para pontes rolante 
 
Para o caso A (Figura 6), pode-se utilizar o cabo de elevação do modelo 6x41 
Warrigton-saele, alma de fibra (AF), torção regular, polido, pré-formado, IPS. 
 
Para o caso B (Figura 6), o cabo para levantar cargas quentes indicado é o modelo 
6x41 Warrigton-Saele, alma de fibra (AF), torção regular, polido, pré-deformado, IPS. 
 
No caso de uma atmosfera corrosiva, é indicado o tipo de cabo de aço com alma de 
aço (AACI). O fator de segurança a ser definido dependerá da aplicação do cabo de aço. 
A Tabela 1 mostra os fatores de segurança recomendados pelo fabricante para 
algumas utilizações comuns. 
7 
Figura 6: Esquema de aplicação dos cabos de aço em pontes rolantes. (Fonte: http://www.cimafbrasil.com.br. 
Acesso em: 15/04/2019). 
 
 
 
Tabela 1: Fatores de segurança para cabos de aço.( Fonte: http://www.cimafbrasil.com.br. Acesso em:15/04/2019). 
 
Aplicações Fator de segurança 
Cabos estáticos 3 a 4 
Guinchos, guindastes e escavadeiras 5 
Pontes rolantes 6 a 8 
Talhas elétricas e outras 7 
Guindastes estacionários 6 a 8 
Elevadores de obra 8 a 10 
Elevadores de passageiros 12 
 
1.6 COMPONENTES DA PONTE ROLANTE 
 
1.6.1 Ponte 
 
É a estrutura principal que realiza o movimento de translação da ponte rolante que 
cobre o vão de trabalho. Uma ponte rolante é constituída por duas cabeceiras uma uni- 
viga ou dupla-viga. 
 
1.6.2 Talha 
 
A talha é responsável pelo movimento de elevação da carga e pode ser montada 
no carro ponte. Em geral, a talha faz uso de um cabo de aço para levantar um bloco de 
http://www.cimafbrasil.com.br/
http://www.cimafbrasil.com.br/
8 
gancho ou dispositivo de elevação. Utiliza-se um motor elétrico com freio 
eletromagnético chamado de motofreio para parar o movimento de elevação. A talha 
também pode ser montada sob a viga principal da ponte com auxílio de um Trolley para 
poder se deslocar na transversal da ponte, não sendo necessário o carro ponte. 
 
1.6.2.1 Talha elétrica de corrente de elos 
 
Esta talha (Figura 7) é constituída basicamente de uma corrente de elos a qual é 
movida por um motor elétrica. 
 
Figura 7: Talha de corrente de elos. (Fonte: https://www.b2b.nowak.com.br/talhas-e-trolleys/talha-eletrica-de- 
corrente/talha-eletrica-corrente-500-kg-6-metros-sansei-ref-3414. Acesso: 16/04/2019). 
 
 
1.6.2.2 Talha elétrica de cabo de aço para ponte dupla-viga 
 
Consiste basicamente em uma talha que utiliza cabos de aço para elevar as cargas 
utilizando um motor elétrico na qual fica suspensa em dois apoios. Esse tipo de talha 
(Figura 8) é utilizado nas pontes rolantes do tipo dupla-viga. 
https://www.b2b.nowak.com.br/talhas-e-trolleys/talha-eletrica-de-corrente/talha-eletrica-corrente-500-kg-6-metros-sansei-ref-3414
https://www.b2b.nowak.com.br/talhas-e-trolleys/talha-eletrica-de-corrente/talha-eletrica-corrente-500-kg-6-metros-sansei-ref-3414
9 
Figura 8: Talha elétrica de cabos de aço para ponte dupla-viga.( Fonte: https://www.ciriexabus- 
cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/. Acesso em:16/04/2019). 
 
 
1.6.2.3 Talha elétrica de cabos de aço para ponte uni-viga 
 
Consiste em uma talha de cabos de aço movida eletronicamente (Figura 9). 
 
 
Figura 9: Talha elétrica de cabo de aço para ponte uni-viga. (Fonte: https://www.ciriexabus- 
cranes.com.br/produtos/talhas-eletricas-de-cabo/.Acesso em:16/04/2019) 
 
 
1.6.3 Carro guincho 
 
O carro guincho se movimenta sobre as vigas principais da ponte e é o mecanismo 
onde se localiza o sistema de elevação (talha). É responsável pelo deslocamento 
transversal e vertical da carga. 
10 
1.6.4 Viga principal 
 
É a viga mais importante da estrutura. Quando o projeto utiliza apenas uma viga, 
é denominado de uni-viga, quando utiliza duas vigas é chamado de dupla-viga. Sob essa 
viga, dependendo do tipo de projeto, desloca-se o carro da talha. 
 
1.6.5 Cabeceiras 
 
As cabeceiras ficam localizadas na extremidade da viga e é nela se encontram 
fixadas as rodas, uma das quais é acionada por uma engrenagem, que por sua vez é 
acionada por um motor elétrico, o que possibilita o movimento de translação da ponte 
rolante. Estas rodam se movimentam sobre os trilhos que compõem o caminho de 
rolamento. 
 
1.6.6 Trolley 
 
Geralmente o movimento do Trolley é realizado por um motor elétrico que aciona 
uma caixa de engrenagens. O Trolley movimenta a talha sob a viga do tipo de ponte 
rolante monovia. 
 
1.6.7 Partes de uma ponte rolante 
 
Na Figura 10, pode ser visto as partes de uma ponte rolante convencional. 
 
 
Figura 10: Ponte rolante convencional. Fonte: TAMASAUSKAS, ARTHUR (2000) 
 
 
Na Figura 11, pode-se visualizar um sistema de translação A-1. 
11 
Figura 11: Sistema de translação do tipo A1. Fonte: TAMASAUSKAS, ARTHUR (2000) 
 
12 
2 DESENVOLVIMENTO 
 
2.1 CONSIDERAÇÕES INICIAIS 
As atividades relacionadas ao transporte de cargas em sistemas produtivos podem 
ocorrer na forma contínua ou descontínua. No caso das pontes rolantes, estas são da forma 
descontínua. 
 
As pontes rolantes possuem uma gama muito grande de tipos, as quais podem ser 
dividias em de aplicação siderúrgica ou não siderúrgica. No caso do projeto em questão, 
será projetada uma ponte para uma aplicação não siderúrgica. 
 
A classificaçãoda estrutura e dos equipamentos, como o equipamento será operado, 
frequência de utilização e com qual fração de carga em relação a máxima será submetido 
foi fornecido pelas condições iniciais de projeto estabelecidas pelo professor. Com isso, 
parte dos cálculos necessários para o projeto da ponte foram feitos com base na norma 
brasileira ABNT NBR – 8400. 
 
2.2 METODOLOGIA CITADA NO DESENVOLVIMENTO DO 
PROJETO 
Neste trabalho, além da NBR 8400, utilizou-se a norma CMAA 70/83, pois a 
primeira carece de algumas informações adicionais, como a proporcionalidade 
dimensional e flechas admissíveis. 
 
A norma CMAA 70/83 contempla os detalhes construtivos e estruturais e o Manual 
de Seleção de Acionamentos (Métodos de Cálculo e Exemplos) da SEW Eurodrive, que 
sistematiza os cálculos de motorização. Na tabela 2 pode-se visualizar a metodologia 
utilizada para alguns itens do projeto. 
 
2.3 FLUXOGRAMA GERAL DO PROJETO 
 
Para o desenvolvimento do projeto, criou-se uma tabela que indica em que cada 
parte do projeto se deve basear. 
 
Tabela 2 - Componente x Metodologia. Fonte: Autor (2019) 
 
Item Metodologia 
Mecanismos NBR 8400 
Estruturas NBR 8400 
Detalhes construtivos e estruturais NBR 8400 e CMAA 70/83 
Motores NBR 8400, SEW Eurodrive e WEG 
 
2.3.1 Tipo construtivo e capacidade 
 
Primeiramente para o desenvolvimento e dimensionamento de uma ponte rolante 
há a necessidade da realização de uma investigação técnica para a obtenção dos 
parâmetros iniciais de projeto. Para este projeto esses parâmetros são os seguintes: 
13 
1. Capacidade Nominal (t): 45 
2. Curso útil do gancho (m): 10 
3. Vão da ponte rolante (m): 15 
4. Aproximação máxima do carro (m): 1,5 
5. Velocidade de elevação da carga (m/min): 4,0 
6. Velocidade de translação do carro (m/min): 12,5 
7. Velocidade de translação da ponte (m/min): 25,0 
 
2.3.2 Estruturas 
 
2.3.2.1 Classificação das estruturas dos equipamentos 
 
As solicitações a serem levadas em consideração no projeto são determinadas a 
partir da classificação do grupo da ponte rolante, conforme o serviço que será executado. 
Basicamente, dois fatores são levados em consideração para a determinação do grupo à 
que pertence a estrutura do equipamento: 
 
a. Classe de utilização. 
b. Estado de carga. 
 
A classe de utilização refere-se à frequência de utilização do equipamento. A 
norma ABNT 8400 [1] estabelece quatro classes de utilização, a qual serve para o cálculo 
da estrutura, como pode ser visto na Tabela 3. 
 
A proporção em que o equipamento levanta a carga máxima ao longo da sua vida 
útil de operação é definida pelo estado de carga. Os quatro estados convencionais de 
operação podem ser vistos na Tabela 4. 
 
Como alguns elementos, normalmente, ficam submetidos a estados de tensões 
diferentes que os impostos pelas cargas levantadas, os estados de carga não correspondem 
aos estados de todos os elementos da estrutura. O estado de tensões é definido de maneira 
semelhante ao estado de cargas, como pode ser visto na Tabela 5. 
14 
Tabela 3 - Classe de utilização. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
 
Classe de utilização 
Frequência de utilização 
do movimento de 
levantamento 
Número convencional de 
ciclos de levantamento 
 
A 
Utilização ocasional não 
regular, seguida de longos 
períodos de repouso. 
 
63.000 
B 
Utilização regular em 
serviço intermitente. 
200.000 
 
C 
Utilização regular em 
serviço intensivo. 
 
630.000 
 
D 
Utilização em serviço 
intensivo severo, efetuado, 
por exemplo, em mais de 
um turno. 
 
2.000.000 
 
 
 
Tabela 4: Estado de carga. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Estado de carga Definição 
Fração mínima da 
carga máxima 
 
0 (muito leve) 
Equipamentos levantando 
excepcionalmente a carga 
nominal e comumente cargas 
muito reduzidas. 
 
P = 0 
 
1 (leve) 
Equipamentos que raramente 
levantam a carga nominal e 
comumente cargas de ordem 
de 1/3 da carga nominal. 
 
P = 1/3 
 
 
2 (médio) 
Equipamentos que 
frequentemente levantam a 
carga nominal e comumente 
cargas compreendidas entre 
1/3 e 2/3 da carga nominal. 
 
 
P = 2/3 
 
3 (pesado) 
Equipamentos regularmente 
carregados com a carga 
nominal. 
 
P = 1 
15 
Tabela 5 - Estado de tensões de um elemento. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Estado de tensões de um 
elemento 
Definição 
Fração mínima de 
tensão máxima 
 
0 (muito leve) 
Equipamentos levantando 
excepcionalmente a carga 
nominal e comumente cargas 
muito reduzidas. 
 
P = 0 
 
 
1 (leve) 
Elemento submetido 
raramente levantam a carga 
nominal e comumente cargas 
de ordem de 1/3 da carga 
nominal. 
 
 
P = 1/3 
 
 
2 (médio) 
Equipamentos que 
frequentemente levantam a 
carga nominal e comumente 
cargas compreendidas entre 
1/3 e 2/3 da carga nominal. 
 
 
P = 2/3 
 
3 (pesado) 
Equipamentos regularmente 
carregados com a carga 
nominal. 
 
P = 1 
 
Com base nas informações previamente fornecidas pelo professor, o presente 
projeto pode ser classificado como sendo pertencente a classe de utilização B, com 
utilização regular em serviço intermitente e com um número de ciclos de levantamento 
de 200.000. Tanto o estado de carga como o de tensões foram definidos como sendo 1 
(um) (leve), onde o equipamento e o elemento raramente levantarão à sua carga e sua 
tensão máxima respectivamente, e comumente a cargas e tensões da ordem de 1/3. 
 
2.3.2.2 Classificação das estruturas em grupos 
 
A classificação da estrutura em grupos determina a coeficiente de majoração MX, 
que por sua vez caracteriza o dimensionamento da estrutura. Tal classificação é feita com 
base na Tabela 6. 
 
Tabela 6 - Classificação da estrutura dos equipamentos (ou elementos da estrutura) em grupos. Fonte - NBR 8400 
(1984) 
 
Estado de cargas 
(ou estado de 
tensões para um 
elemento) 
 
A 
 
B 
 
C 
 
D 
0 (Muito leve) 1 2 3 4 
1 (Leve) 2 3 4 5 
2 (Médio) 3 4 5 6 
3 (Pesado) 4 5 6 6 
 
Com base nas informações do item 2.3.2.1 pode-se determinar a classificação da 
estrutura dos equipamentos, que no caso é 3 
16 
2.3.3 Mecanismos 
 
2.3.3.1 Classificação dos mecanismos 
 
Com base no tipo de serviço é feita a classificação dos mecanismos. Tal 
classificação também é feita com base em [1]. Nesse caso, dois fatores são levados em 
consideração para a escolha do grupo de um determinado mecanismo, são eles: 
 
a. Classe de funcionamento 
b. Estado de solicitação 
 
A classe de funcionamento (Tabela 7) determina o tempo médio em horas de 
funcionamento diário do mecanismo, isto é, quando o mecanismo está em movimento. 
 
 
Tabela 7 - Classe de funcionamento. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Classe de Utilização Tempo médio de 
funcionamento diário 
estimado (h) 
Duração total teórica da 
utilização (h) 
V0,25 tm ≤ 0,5 800 
V0,5 0,5 < tm ≤ 1 1600 
V1 1 < tm ≤ 2 3200 
V2 2 < tm ≤ 4 6300 
V3 4 < tm ≤ 8 12500 
V4 8 < tm ≤ 16 25000 
V5 tm > 16 50000 
 
A partir das informações iniciais de projeto, o tempo médio de funcionamento 
diário estimado é de 8 horas, isto é, pertence à classe de utilização V3, que representa os 
mecanismos utilizados de forma regular. 
 
Com base na norma NBR 8400 (1984), o estado de solicitação (analogamente às 
estruturas) caracteriza em que proporção um mecanismo, ou um elemento de 
mecanismos, é submetido à sua solicitação máxima ou somente a solicitações reduzidas. 
 
O estado de solicitação dos mecanismos está definido na Tabela 8. 
17 
Tabela 8 - Estado de solicitação. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Estado de 
solicitação 
Definição 
Fração mínima da 
carga máxima 
 
1 
Mecanismos ou elementos de 
mecanismos sujeitos a solicitações 
reduzidas e raras vezes a solicitações 
máximas. 
 
P = 0 
 
2 
Mecanismos ou elementos de 
mecanismos submetidos, durante tempos 
sensivelmente iguais, a solicitações 
reduzidas, médias e máximas. 
 
P = 1/3 
 
3 
Mecanismos ou elementos de 
mecanismos submetidos namaioria das 
vezes a solicitações próximas à 
solicitação máxima. 
 
P = 2/3 
 
Combinando-se a classe de utilização e o estado de solicitação é possível 
classificar os mecanismos em grupos, como pode ser visto na Tabela 9. 
 
 
Tabela 9 - Grupo dos mecanismos. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Estado de 
solicitação 
Classe de funcionamento 
V0,25 V0,5 V1 V2 V3 V4 V5 
1 1 Bm 1 Bm 1 Bm 1 Am 2 m 3 m 4 m 
2 1 Bm 1 Bm 1 Am 2 m 3 m 4 m 5 m 
3 1 Bm 1 Am 2 m 3 m 4 m 5 m 5 m 
 
Como a classe de utilização definida é a V3 e o estado de solicitação é 2, pode-se 
concluir que o mecanismo em questão pertence ao grupo 3 m. 
 
2.3.4 Dimensionamento do Sistema de Elevação Principal 
 
De forma semelhante ao dimensionamento da estrutura principal, o sistema de 
levantamento também precisa de requisitos básicos para análise dimensionamento, são 
eles: 
 
Dados de entrada 
 
o Classe de utilização dos mecanismos; 
o Estado de solicitação dos mecanismos; 
o Velocidade máxima da elevação do gancho; 
o Sistema de frenagem; 
o Momento de frenagem do sistema; 
o Fabricante do redutor; 
o Forma construtiva do redutor; 
18 
o Número de partidas por hora; 
o Temperatura ambiente; 
o Classe do gancho. 
 
Dados de saída 
 
o Diâmetro mínimo das polias; 
o Comprimento do tambor; 
o Potência do motor; 
o Modelo do redutor; 
o Código do gancho. 
 
2.3.4.1 Seleção Do Moitão 
 
O primeiro elemento do sistema de elevação a ser considerado é o moitão, 
constituído pelo conjunto gancho de agarre A, rolamento axial de escora B, corpo C e 
polias móveis D, conforme Figura 1. Através de uma consulta, este componente foi 
analisado em um catálogo comercial da ALTA Industrial©, tendo em vista a carga útil 
máxima de 45 t. 
 
Figura 12 - Composição do moitão. (Fonte - catálogo da ALTA Industrial©) 
 
 
 
 
Determinando a carga de trabalho máxima CT para o moitão como a carga de 
serviço SL (45 t máxima somada ao peso do próprio moitão de 1 t, maior valor do 
catálogo) corrigida pelo fator dinâmico 𝜓 de 1,15 (NBR 8400 [1]), obteve-se 52,9 ton-f 
de carga máxima. 
𝐶𝑇 = 𝜓 𝑆𝐿 (1) 
 
Após o posterior dimensionamento do cabo e verificação de catálogos disponíveis 
para este, foi constatada a necessidade de seleção do modelo de 70 t (Tabela 10), tanto 
19 
pela necessidade de um fator de segurança para a carga de trabalho (1,32) quanto pelo 
diâmetro (740 mm) das polias móveis contidas neste componente, mais seguras para o 
enrolamento do cabo. 
 
Tabela 10 - Moitão selecionado. (Fonte - catálogo da ALTA Industrial©) 
 
 
O Modelo MTL-6370314 possui 4 polias cada uma com diâmetro do canal de 
31mm, capacidade de 70 toneladas e peso aproximado de 890 Kg. 
 
2.3.4.2 Sistema de polias 
 
De posse do tipo de moitão empregado – pelo fato deste possuir 4 polias – foi 
estabelecida a escolha de um sistema gêmeo de polias com 8 cabos, como ilustra a (Figura 
13), desta forma a carga de trabalho tracionando cada segmento do cabo de aço do sistema 
é de apenas 1\8 da carga total. 
 
Figura 13 - Sistema de cabeamento gêmeo. Fonte - TAMASAUSKAS, ARTHUR, (2000) 
 
Adaptando o arranjo à configuração do projeto, tem-se o bloco superior de polias, 
incluindo a equalizadora (todas fixas), agrupado em uma mesma região, fixas ao carro de 
translação. Posteriormente ao dimensionamento do tambor, redutor e do carro de 
translação, o arranjo e a disposição dos enrolamentos do cabo foram devidamente 
revistos, de modo a se verificar o ângulo de desvio (cabo e gorne da polia). 
20 
A fabricante CIMAF [6] bem como a NBR 8400 [1] permitem um desvio máximo 
de cerca de 3,5º considerando a polia. Assim, chegou-se na distância vertical mínima em 
que o moitão poderia se aproximar do carro sem haver desgaste acentuado do cabo devido 
à fricção, visto ser a condição mais desfavorável. Distâncias de 3100 mm do centro das 
polias fixas ou 4050 mm do centro do tambor (ao centro das polias do moitão) conforme 
a Figura 14 e 15 demonstram, atendem ao requisito. 
 
Figura 14 - Representação das distâncias entre polias e tambor. Fonte - Autor, (2019) 
 
 
 
 
 
Figura 15 - Representação da distância entre polias e tambores com os valores. Fonte - Autor, (2019) 
 
21 
2.3.4.3 Diâmetro mínimo do cabo de aço 
 
A escolha do diâmetro do cabo de aço deve assegurar uma vida satisfatória ao 
mesmo. A norma NBR 8400 [1] apresenta um método que é aplicável a cabos com mais 
de 100 fios e com resistência a ruptura de 1600 N/mm2 a 2200 N/mm2, polidos ou 
galvanizados retrefilados, sendo fabricados com alma de aço ou fibra. 
 
Com base no grupo de mecanismos definido, pode-se escolher o diâmetro do cabo 
de aço e dos diâmetros de enrolação. A tensão no cabo depende do sistema de 
cabeamento, aqui de 8 cabos (gêmeo). 
De acordo com a norma NBR 8400 [1], o diâmetro externo mínimo do cabo é 
determinado pela equação (2): 
 
𝑑𝑐 = 𝑄√𝑇𝑐 (2) 
 
O esforço de tração máxima TC que atua sobre o cabo no caso 1 (serviço normal 
sem vento) é determinado a partir do esforço estático e do coeficiente de majoração. 
 
Para o cálculo de TC utilizou-se a equação 3, onde o resultado é dado em daN: 
 
 
 
 
 
 
Onde: 
𝑻𝒄 =
 𝑺𝑳 𝟏𝟎−𝟏 (3) 
𝒏𝑪𝜼𝑪 
 
𝜼𝑪 = 𝜼𝑷𝒏𝒑 (4) 
TC – É o esforço máximo de tração nos cabos (daN) 
ηC – Rendimento mecânico do sistema de cabeamento 
SL – Carga de serviço (carga útil + peso próprio dos acessórios) 
ηP – Rendimento mecânico do mancal da polia (0,99 mancais de rolamento) 
np - Número de polias rodando a contar com a equalizadora 
 
O valor de TC encontrado para este projeto foi de 6809,2105 daN, para uma 
capacidade nominal de 45 t, como pode ser visto no apêndice A. 
 
O coeficiente Q foi determinado com base na tabela 10 e depende da classificação 
do grupo do mecanismo. 
 
Tabela 11 - Valor mínimo de Q. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
GRUPO DE 
MECANISMOS 
CABO NORMAL CABO NÃO ROTATIOV 
1 Bm 0,265 0,280 
1 Am 0,280 0,300 
2 m 0,300 0,335 
3 m 0,335 0,375 
4 m 0,375 0,425 
5 m 0,425 0,475 
 
O projeto se encaixa no grupo de mecanismos 3m e optou-se por utilizar um cabo 
normal, portanto, o valor do Q escolhido foi de 0,335. 
22 
Utilizando-se a equação (1), com base na norma NBR 8400 [1], encontrou-se um 
diâmetro de aproximadamente 27,9 mm. Escolheu-se o cabo POWER-PAC, diâmetro 28 
mm, com fator de segurança superior a 6 e carga de ruptura de 630 kN. 
 
O cálculo do diâmetro mínimo pode ser visto no apêndice A. 
 
2.3.4.4 Determinação do diâmetro das polias 
 
A escolha do diâmetro das polias, de acordo com a norma NBR 8400 [1], é feito 
com base do diâmetro mínimo de enrolamento de um cabo, que é definido pela equação 
(5): 
 
𝐷𝑒 = 𝐻1 × 𝐻2 × 𝑑𝑐 (5) 
 
O valor de H1 depende da classificação do mecanismo, como pode ser visto na 
Tabela 12. Já o valor de H2 depende do número de polias e do número de inversões dos 
sentidos de enrolamento. O valor d e H2 pode ser visto na Tabela 13. 
 
Tabela 12 - Valores de H1. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
 
Grupo de 
mecanismos 
Tambores Polias 
Polias de 
compensação 
Cabo 
normal 
Cabo 
não 
rotativo 
Cabo 
normal 
Cabo 
não 
rotativo 
Cabo 
normal 
Cabo 
não 
rotativo 
1 Bm 16,000 16,000 16,000 18,000 14,000 16,000 
1 Am 16,000 18,000 18,000 20,000 14,000 16,000 
2 m 18,000 20,000 20,000 22,400 15,000 16,000 
3 m 20,000 22,400 22,400 25,000 16,000 18,000 
4 m 22,400 25,000 25,000 28,000 16,000 18,000 
5 m 25,000 28,000 28,000 31,500 18,000 20,000 
 
 
Tabela 13 - Valores de H2. Fonte - NBR 8400 (1984) 
 
Wt H2 
≤ 1 
6 a 9 1,12 
≥ 10 1,25 
 
Utilizando-se a equação (5), calculou-se os diâmetros das polias fixas, móveis e 
equalizadoras. A partir do valor do diâmetro do cabo, 28 mm, dos valores das Tabelas 
(12) e (13), o valor do diâmetro calculado das polias fixas/móveis foi de 702,454 mm e 
da polia equalizadora de 448,0 mm. 
 
Normalizando os valores dos diâmetros com base no catálogo da DGCRANE, o 
diâmetro para todasas polias passou a ser 710 mm, com rolamentos 42242. 
 
O cálculo do diâmetro das polias pode ser visto no Apêndice A. 
23 
2.3.4.5 Dimensionamento do tambor 
 
2.3.4.5.1 Diâmetro 
Seguindo as considerações a respeito do diâmetro externo primitivo, três requisitos 
são pontuados: 
• Diâmetro de enrolamento recomendável de acordo com a NBR 8400 [1] 
• Diâmetro de enrolamento mínimo e recomendável de acordo com a 
fabricante CIMAF [6] 
• Respeito à velocidade de elevação de 4m\min do projeto 
Tendo sido analisados os dois primeiros pontos acima, o diâmetro final escolhido 
de 800 mm se deu após a obtenção da potência do motor do sistema de elevação, seu 
torque e rotação e, por fim, após o cálculo da redução necessária atende a: 
• Valor acima do mínimo explicitado pela CIMAF [6] (560 mm) e NBR 
8400 [1] (630 mm); 
• Valor próximo ao dito recomendável pela CIMAF [6] (860 mm); 
• Diâmetro normatizado pela NBR 11375 [14]; 
2.3.4.5.2 Nervuras e espessuras 
 
A NBR 11375 [14] define os parâmetros necessários (Tabela 14 e Figura 16) à 
usinagem das ranhuras, como a profundidade, o passo e os filetes da borda, necessários 
para se atenuar o desgaste do cabo por contato. Define também os conceitos (Figura 17) 
de diâmetro primitivo (posição do centro do cabo) e nominal (no ponto interno das 
ranhuras). 
 
Figura 16 - parâmetros das nervuras. Fonte - NBR 11375, (1992). 
 
 
 
Tabela 14 - Dimensões recomendáveis para usinagem das nervuras. Fonte - NBR 11375, (1992). 
 
Diâmetro do cabo h p R r Tolerância R (+) 
26 10,0 29 13,5 0,8 0,2 
29 10,5 32 15,5 0,8 0,2 
24 
Figura 17 - Denominações de diâmetro no tambor. Fonte - NBR 11375, (19920) 
 
 
Velocidade de elevação compatível com o exigido em projeto, dadas as condições. 
 
Os tambores (Figura 18) normalmente são feitos de chapas calandradas, com 
usinagem das ranhuras aos dois lados para acomodar os cabos em uma única camada de 
cabos. 
Rudenko [15], apresenta um método para se obter uma espessura de parede 
cilíndrica segura para o tambor. Para o presente projeto, as decisões tomadas prezaram 
para que fossem atendidos os seguintes pontos: 
• Re-usinagem completa das ranhuras a partir do diâmetro nominal (NBR 
11375) [14] conforme profundidade normatizada; 
• O tambor, mesmo que re-usinado, seja resistente à fadiga sob presença das 
ranhuras (elementos potenciais concentradores de tensão) 
Desta forma, acrescenta-se à fórmula de Rudenko [15] a profundidade de 10,5mm devido 
ao exigido pela norma, resultando em 36,5mm. 
 
𝑒𝑇𝐴𝑀𝐵 = 0,02𝐷𝑇𝐴𝑀𝐵 + 10 + 10,5 + 𝑚𝑟𝑔 [6] 
 
Acrescentando mais uma margem mrg necessária à segurança para a fadiga, o 
valor de 46 mm foi utilizado para a espessura 
 
2.3.4.5.3 Comprimento 
 
Tamasukas [12] apresenta o seguinte método para obter o comprimento necessário 
do corpo cilíndrico (excluindo as flanges e tampas laterais), tendo em vista a configuração 
de 2 (duas) regiões ranhuradas de enrolamento: 
• Assumir um comprimento da região não ranhurada central a1; 
• Assumir um comprimento seguro para ambas as extremidades não 
ranhuradas a2 para a instalação das presilhas de fixação do cabo; 
25 
Comprimento das duas seções ranhuradas de acordo com o passo ac (Figura 18) e o 
número de voltas necessárias para o enrolamento do cabo nrt. 
 
Figura 18 - Esquema do tambor. Fonte - TAMASAUSKAS, ARTHUR (1994) 
 
 
 
O diâmetro do tambor é calculado da mesma forma que o diâmetro das polias, 
utiliza-se a mesma equação. 
 
Para o cálculo do comprimento tambor deve-se levar em consideração a altura de 
elevação mais duas ranhuras de segurança para cada lado quando o gancho estiver na 
posição extrema inferior, ou seja, sob o piso da plataforma. 
 
O comprimento do tambor é dado pelas seguintes relações: 
 
𝐥𝐭 = 𝐧𝐫𝐭 ∙ 𝐚𝐜 + 𝐚𝟏 ∙ 𝟐𝐚𝟐 (7) 
 
𝐧𝐫𝐭 = 𝐧𝐫𝐮 + 𝟒 (8) 
 
𝐧𝐫𝐮 =
 𝐧𝐜∙𝐡𝟏 
𝛑𝐃𝐞𝐭 
+ 2 (9) 
 
𝐏 = 𝐩𝐚𝐬𝐬𝐨 𝟑𝟐 (10) 
 
Onde: 
 
- lt é o comprimento do tambor, em mm 
- nrt é o número total de ranhuras do tambor 
- ac é o passo de cabo de aço, em mm 
- a1 é a distância entre o início do ranhuramento do tambor, em mm 
- a2 é a distância entre o clip de fixação do cabo de aço e o flange externo, em mm 
- nru é o número de ranhuras úteis 
- h1 é a altura de elevação ou curso útil do bloco do gancho, em mm 
 
Obteve-se o valor de lt de 1655 mm, tomando a1 como 100 mm, a2 como 200 
mm e o número de voltas na ranhura a partir do curso útil do gancho h1 (10 m) aumentado 
26 
em 4 vezes (devido ao sistema de polias empregado) dividido pelo comprimento 
circunferencial externo do tambor acrescido de 2 voltas extras para segurança do 
enrolamento e fixação do cabo, conforme NBR 11375 [14]. 
 
Os cálculos do dimensionamento do tambor podem ser vistos no Apêndice A. 
 
2.3.4.6 Cálculo da potência de levantamento e seleção do motor 
 
A potência que será calculada implica na seleção do motor e, consequentemente, 
na determinação do número de polos do motor. Além disso, o sistema de frenagem 
também faz parte desse sistema, já que ele é um item de segurança de extrema 
importância, pois é responsável pela parada do motor. 
 
O freio é determinado pelo momento de frenagem e o seu modelo pode ser 
escolhido pelo sistema acoplado internamente ao motor (motofreio) ou um sistema 
independente (freio à disco). 
 
A potência do motor é calculada pela equação (11): 
 
𝑷𝟏 = 
(𝑺𝒍.𝒗𝒍) 
𝜼𝟏.𝜼𝟐 
𝒌𝑾 (11) 
 
𝑃1 = potência necessária de um motor elétrico movimento de levantamento; 
𝜂1 =rendimento mecânico do sistema de redução entre o motor e o tambor; 
𝜂1 = 0,97𝑛𝑒 (12) 
𝑛𝑒 = número de pares de engrenagens; 
𝜂2 =rendimento mecânico do mancal de apoio do tambor; 
𝜂2 = 0,99 (Adimitido para mancais de rolamento) (13) 
𝑣𝑙 =velocidade de elevação da carga, em 𝑚 ; 
𝑠 
𝑆𝑙 = é a carga de serviço, em 𝑁. 
 
A potência calculada foi de 32,57 KW, como base nisso, selecionou-se um motor 
da fabricante WEG de 37 KW, carcaça 225S,M e rotação de 1180 rpm com 6 pólos. 
 
De acordo com o guia de especificações de motores elétricos da WEG, o sistema 
de controle de rotação indicado para o motor utilizado no projeto é um sistema de controle 
com variação da resistência rotórica. 
 
Os cálculos referentes a determinação da potência podem ser encontrados no apêndice A. 
 
2.3.4.7 Escolha do redutor de levantamento 
 
De posse do torque no tambor necessário para se ter a carga de elevação suficiente 
à velocidade de elevação de projeto, diâmetro externo do tambor, da potência e rotação 
do motor e do consequente torque neste componente, fora possível calcular o fator de 
redução necessário. 
A relação de transmissão para o redutor é dada da seguinte maneira: 
 
27 
 
𝑹𝒊𝒍 
=
 𝒏𝟏 
𝒏𝒕 
(14) 
28 
Onde: 
 
𝑅𝑖𝑙 = Relação de transmissão do redutor de levantamento; 
𝑛1 = Rotação do eixo do motor, em 𝑟𝑎𝑑; 
𝑠 
𝑛𝑡= Rotação do eixo do tambor, em 𝑟𝑎𝑑/𝑠. 
 
𝒏𝟏 = 
𝟏𝟐,𝟓𝟔𝟓∙𝒇𝒓 
𝟎, 𝟗𝟓 𝑟𝑎𝑑/𝑠 (15) 
𝒏𝒑 
 
𝑓𝑟 = Frequência – 60 𝐻𝑧; 
𝑛𝑝 = Número de polos do motor elétrico (6 polos). 
Admitindo-se 5% de escorregamento para o motor. 
 
𝒏𝒕 =
 𝟑𝟏𝟒𝟏∙𝒏𝒄∙𝒗𝒍 
𝒏𝑪𝑬𝑵 𝝅∙𝑫𝒆𝒕 
(16) 
 
𝑛𝑐 = Número total de cabos de sustentação da carga (8 cabos); 
𝑣𝑙 = Velocidade de levantamento, em 𝑚/𝑠; (0,0666666) 
𝐷𝑒𝑡 = Diâmetro do tambor, em 𝑚𝑚. (800); 
𝑛𝐶𝐸𝑁 = número de cabos enrolados no tambor 
 
O redutor do sistema de levantamento será o da fabricante EURO DRIVE (Figura 
14), código X4F.180S, com redução de 180 e eixo maciço de saída com 140 mm de 
diâmetro. O redutor foi selecionado no mercado com base nos fatores de serviço e 
aplicações recomendados pelo fabricante, além disso, com verificação da potência 
térmica equivalente. 
 
 
Figura 19 - Redutor do sistema de elevação. Fonte – Catálogo EURO DRIVE, (2019). 
 
 
 
29 
 
Os cálculos referentes ao redutor podem ser vistos no Apêndice A. 
30 
2.3.4.8 Elementosde conexão Redutor – Tambor 
 
Para a possibilitar transmissão de torque do redutor ao tambor, o sistema 
necessitou de um eixo apropriado para esta operação. Decidiu-se por adotar um eixo 
tubular por questão de redução peso, pois isto impactaria diretamente no projeto da 
estrutura do carro e das rodas empregadas. 
 
Adicionalmente ao eixo, determinar seu encaixe ao redutor e ao tambor também 
foi um fator necessário ao projeto, consistindo de elementos igualmente necessários de se 
projetar: dimensionar todos os aspectos, escolher materiais e processos de fabricação 
adequados. São eles: as tampas de conexão (flange lateral – tambor) e os devidos pinos 
de encaixe, acoplamento eixo tubular – eixo de saída do redutor e os mancais de suporte 
que sustentam o conjunto ligando-o ao carro. A Figura 20 ilustra esta montagem. 
 
 
Figura 20 - Montagem do tambor e seus elementos. Fonte - Autor, (2019) 
 
 
Esta conexão basicamente será um flange presa ao eixo do tambor por meio de 
estrias. No flange haverá cerca de seis pinos defasados em 60º soldados. Os pinos serão 
do tipo – extremidade abaulada e estão conectados ao flange do tambor em buchas 
cilíndricas. 
 
2.3.4.8.1 Eixo passante 
 
O elemento central desta montagem é o eixo tubular. Para seu encaixe fora decidido 
por usar a conexão estriada, tanto para o acoplamento quanto para as flanges do tambor, 
como ilustra Figura 21. Para tanto, fora dimensionado para fadiga e posteriormente 
dimensionados os conjuntos de estrias. 
31 
Figura 21 - Representação do eixo tubular estriado. Fonte - Autor, (2019) 
 
 
Tomando a carga de trabalho máxima determinada para o cabo (sem a divisão pelo 
número correspondente – 8) mais o peso do tambor estimado com os cabos já enrolados 
e o torque do conjunto, os diagramas de esforços foram traçados (Figura 22) 
possibilitando visualizar a seção crítica como sendo onde há o ressalto para acomodar a 
conexão estriada com os flanges laterais do tambor. 
 
 
Figura 22 - Diagrama de corpo livre do eixo do tambor. Fonte - Autor, (2019) 
 
32 
𝑒 𝑢𝑡 
Figura 23 - Esforços internos de cortante, torçor e fletor. Fonte - Autor, (2019) 
 
 
Por meio de cálculos iterativos, tomou-se diâmetros internos e externos e 
considerando a ocorrência de flexão (devido ao momento fletor) e cisalhamento (devido 
ao torçor somado conservativamente ao cisalhante) alternados e torção média, calculou- 
se as tensões equivalentes para obter o fator de segurança por meio do método ASME- 
elíptico: 
 𝜎𝑎 
2 
 𝜎𝑚 
2 
1 ( ) 
𝑆𝑒𝑞 
+ ( ) 
𝑆𝑦 
= 
𝐹𝑆 2 
(17) 
Onde a tensão de resistência reduzida Seq é dada como: 
 
𝑆𝑒𝑞 = 𝑆′ ∗ 𝑘𝑎 𝑘𝑏 𝑘𝑐 𝑘𝑑 𝑘𝑒 𝑘𝑓 = 700 ∗ 4,51 ∗ (𝑆 −0,265) ∗ 0,63 ∗ 1 ∗ 1 ∗ 0,868 ∗ 1 
 
E as tensões equivalentes, médias ou alternadas são dadas, já com os devidos fatores de 
concentração, por: 
 
𝜎 = √𝐾𝑓(𝜎𝑥)2 + 3(𝐾𝑡 𝜏𝑥𝑦)2 (18) 
 
E as tensões de resistência foram obtidas assumindo o material como aço AISI 1140 
temperado a banho de óleo e revenido a 315 ºC com tensão de escoamento Sy de 1280 
MPa e tensão última Sut de 1460 MPa, segundo Budynas & Nisbett (2008). 
 
Em seguida o fator de segurança mínimo aceito foi o obtido por meio das tabelas 
24 e 25 (item 6.6.1) da NBR-8400, onde é especificado o uso do fator q como 1,25 (grupo 
de mecanismo 3m) e o fator de segurança mínimo de 2,8 (caso I de solicitação), resultando 
em um FS total de 3,5, tendo o obtido um valor de 3,81. 
 
Por fim foram escolhidas estrias de perfil evolvental de forma a se ter maior 
resistência ao escoamento estático, reduzir a concentração de tensão e facilitar a usinagem 
(fresa tangencial). Foram obtidos por meio da norma DIN 5480 [16], os parâmetros de 
número, dimensões e tolerância, conforme Figura 23. 
33 
Figura 24 - parâmetros para a usinagem das estrias. Fonte – DIM 5480, (1981)) 
 
Obtendo um número de 50 para a conexão com o tambor e 48 para a conexão com 
o acoplamento, verificou-se o fator de segurança estático de 5,8 para o primeiro, 
considerando o cisalhamento com fator de concentração de 3,5, carga de 1\3 do torque 
total, altura dos dentes de 10 mm e comprimento de 160 mm – caso mais crítico visto que 
para o acoplamento, este comprimento vale 240 mm. 
 
2.3.4.8.2 Tampa de conexão 
 
Para o devido encaixe eixo – tambor, este elemento teve de ser devidamente 
desenhado. Consiste em uma peça responsável por sustentar o peso do tambor e transmitir 
o torque deste por meio das estrias e dos furos para os pinos de encaixe. Assim, para 
verificar a validade da não ocorrência de uma falha, considerou-se a verificação de: 
• Falha na região estriada, já analisada para o eixo (A – Figura 25); 
• Falha estática devido ao torque transmitido na região de disco, dependente 
da espessura da parede (B) 
• Fadiga por cisalhamento do ponto onde há o filete entre a região de cubo e 
a região do disco (utilizada para se apoiar o tambor em si), considerando 
tensões cisalhantes média devido ao torque e alternada devido ao cortante 
(C). 
34 
𝑒 
Figura 25 - Ilustração renderizada do conjunto de transmissão do tambor. Fonte - Autor, (2019) 
 
Começando pela falha por fadiga – mais crítica – calculou-se as tensões 
equivalentes para obter o fator de segurança por meio do método de Soderberg: 
 
 𝜎𝑎 + 𝜎𝑚 = 1 (19) 
𝑆𝑒𝑞 𝑆𝑦 𝐹𝑆 
 
Onde a tensão de resistência reduzida Seq é dada, conforme Budynas & Nisbett (2008) 
como: 
 
𝑆𝑒𝑞 = 𝑆′ ∗ 𝑘𝑎 𝑘𝑏 𝑘𝑐 𝑘𝑑 𝑘𝑒 𝑘𝑓 
= 0,67𝑆𝑢𝑡 ∗ 4,51 ∗ (𝑆𝑢𝑡−0,265) ∗ 1 ∗ 0,59 ∗ 1 ∗ 0,868 ∗ 1 
E as tensões equivalentes, médias ou alternadas são dadas, já com os devidos fatores de 
concentração, por: 
 
𝜎 = √3(𝐾𝑡 𝜏𝑥𝑦)2 (20) 
E as tensões de resistência foram obtidas assumindo o mesmo aço AISI 1140 empregado 
para o eixo, com o mesmo tipo de tratamento térmico. No fim, tem-se um Fator de 
segurança aceitável de 3,52. 
Para a falha estática considerou-se a falha por cisalhamento simples em uma área 
retangular compreendida pela espessura da parte disco (B) e o diâmetro dos furos para se 
acomodar os pinos. Constatou-se segurança visto o material necessário para se prevenir a 
fadiga. A tensão máxima encontrada não supera a ordem de grandeza de 100 MPa. 
 
2.3.4.8.3 Pinos de Encaixe 
 
Para os pinos, o dimensionamento consistiu em um dimensionamento estático para 
verificar a resistência à falha por cisalhamento puro devido à transmissão de torque, visto 
que suportar o peso do tambor é função da tampa vista anteriormente. Obtém-se uma 
pequena peça tubular de aço AISI 1030 estirado a frio, com tensão de escoamento de 440 
MPa e sem necessidade de tempera ou revenimento, conforme consta em Budynas & 
Nisbett (2008). 
Para o encaixe é recomendado um nível de tolerância que permita a montagem por 
interferência, assim a peça deve ser usinada no diâmetro externo e também interno para 
35 
a formação de um ressalto para possibilitar a desmontagem ocasional do sistema, 
conforme Figura 26 ilustra. 
 
Figura 26 - Pino cilíndrico de encaixe. Fonte - Autor, (2019). 
 
 
Considerando que um pino acabe recebendo metade do torque do tambor, a tensão 
cisalhante máxima atinge um valor tal que o fator de segurança computado é de 4,13, 
acima do recomendado de 3,5. São utilizados, adicionalmente 6 (seis) pinos para garantir 
segurança e uma boa distribuição de torque. 
 
2.3.4.8.4 Acoplamento Redutor – Eixo Passante 
 
Para a seleção do acoplamento (Figura 27) fora utilizado o catálogo da fabricante 
NORMEX©, onde fora identificada a necessidade de se utilizar um modelo do tipo G que 
atendesse: 
• Diâmetro máximo admitido igual ou menor que o do eixo tubular; 
• Diâmetros de conexão diferentes (250 mm e 140 mm); 
• Possibilidade de se usinar o furo do eixo de encaixe para as estrias e o diâmetro 
necessário; 
• Tivesse capacidade para o torque máximo conferido ao sistema; 
• Possibilidade de desmontagem tal qual não fosse necessárioo deslocamento dos 
componentes vizinhos, algo inviável, visto estarem fixos e os respectivos pesos 
(dificultando a operação de desmontagem): conjunto do tambor com 1,73 t e 
redutor com 1,3 t. 
O modelo então selecionado atende aos requisitos supracitados, tendo um torque 
máximo admissível de 97,2 kNm (margem de segurança de 1,8 em relação ao torque 
requerido), desmontagem radial, por meio do deslocamento axial de um dos cubos. 
36 
Figura 27 - Acoplamento selecionado e seus parâmetros. Fonte – Catálogo NORMEX, (2019) 
 
 
 
 
Figura 28 - Conexão tambor/redutor. Fonte - Autor, (2019) 
 
 
Os cálculos do dimensionamento dos pinos e dos acoplamentos podem ser 
encontrados no Apêndice A. 
 
2.3.4.8.5 Mancais de suporte para o tambor 
 
Nas extremidades do tambor foi decidido o posicionamento de mancais de suporte, 
constituídos pelo rolamento e a carcaça em ferro fundido preso a um suporte de elevação. 
Para a seleção do rolamento fora considerada a vida (em horas) a carga estática do peso 
do tambor acrescido da carga de trabalho CT e a carga dinâmica admissível. Por meio do 
catálogo comercial da NSK, obteve-se um rolamento com diâmetro interno de 250mm, 
as dimensões do mancal escolhido podem ser vistas na Figura 29. 
37 
Figura 29 - mancal do tambor. Fonte - catálogo NSK, 2019. 
 
 
 
 
2.3.4.9 Freio de levantamento 
 
Para determinar o freio de parada da carga, deve-se calcular o torque de frenagem, 
que é dado pela seguinte equação: 
 
𝑴𝒕𝟏 = 𝑴𝒄 ∙ 𝟏, 𝟐𝟓 [𝑵. 𝒎] (21) 
 
Onde: 
Mt1 é o torque mínimo de frenagem para um freio aplicado no sistema de levantamento, 
considerando um sistema de controle de rotação do motor não-mecânico, em N.m. 
Mc é o torque proveniente da carga no eixo onde é aplicado o freio, isto é, o torque do 
motor. 
 
 
 
Que será: 
 
𝑃𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 = Potência do motor; 
𝑛𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 = rotação do motor. 
𝑴𝒄 =
 𝟗𝟓𝟒𝟗,𝟐𝟗𝟔𝟓𝟖𝟓𝟒𝟖.𝑷𝒎𝒐𝒕𝒐𝒓 
𝒏𝒎𝒐𝒕𝒐𝒓 
(22) 
 
Com base no torque encontrado, selecionou-se o freio de acordo com o catálogo de Freios 
de parada da EMH, o freio de parada selecionado para o sistema de elevação foi FNN 
4050: 
38 
Figura 30 - Freio de parada. Fonte - ENM, (2019). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Os cálculos podem ser vistos no Apêndice A. 
 
2.3.5 Movimento de translação do carro 
 
2.3.5.1 Configuração do sistema de translação do carro 
 
O trabalho foi desenvolvido com base na configuração o tipo A-4, com sistema de 
motofreio, redutor e rodas individual para cada cabeceira. 
 
2.3.5.2 Mecanismo de translação do carro (direção) 
 
2.3.5.2.1 Peso estimativo total do carro 
 
Para o cálculo do peso próprio estimado total do carro a ser transladado, deve-se 
levar em consideração o peso próprio total do sistema de elevação, o peso próprio 
estimado para a estrutura do carro e o peso próprio estimativo do sistema de translação 
do carro. 
 
F’ = Peso próprio do sistema de levantamento, em N, composto de: 
 
1. Bloco do gancho; 
2. Cabo de aço; 
3. Polia compensadora; 
4. Polias fixas na estrutura (se aplicáveis) 
5. Tambor 
6. Redutor de levantamento 
7. Motor de levantamento 
8. Acoplamentos flexíveis e semi-flexíveis, se aplicáveis; 
9. Eixos; 
10. Pedestal para apoio do mancal do tambor; 
11. Freio de para de carga; 
12. Sistema de controle de rotação; 
13. Conexão especial tambor x redutor; 
39 
14. Chaves limites fim do curso de levantamento; 
15. Fiação, dutos e caixa de passagem; 
16. Painéis elétricos; 
17. Dispositivos auxiliares de fixação da carga. 
 
F’’ = peso próprio estrutural estimativo para a estrutura do carro, em N: 
 
𝐹′′ = 1,33 ∙ 𝑊0,26 ∙ ℎ−0,14 ∙ 𝑎1,14 ∙ 𝑎0,75 ∙ 10−3 (23) 
 
Onde: 
𝑈 1 𝑟 𝑣 
 
Wu = é a carga útil de levantamento, em N 
h1 = é a altura de elevação, em mm 
ar = é a distância entre rodas do carro, em mm 
av = é o vão do carro, em mm. 
 
F’’’ = peso próprio estimativo do sistema de translação do carro, em N, que será 
composto de: 
 
1. Motor de translação; 
2. Redutor de translação; 
3. Rodas livres; 
4. Eixo das rodas livres; 
5. Rodas de tração; 
6. Eixos das rodas de tração; 
7. Mancais e caixa de mancais das rodas livres; 
8. Mancais e caixa de mancais das rodas de tração; 
9. Freio de parada do sistema de translação; 
10. Acoplamentos flexíveis; 
11. Acoplamentos semi-flexíveis; 
12. Eixos de transmissão. 
 
Baseando-se em equipamentos que possuem a mesma configuração, pode-se 
propor a seguinte relação: 
 
𝐹′′′ = 0,08(𝐹′ + 𝐹′′) [𝑁] (24) 
 
Portanto, o peso próprio estimativo total do carro a ser transladado pode ser calculado 
utilizando-se a equação (25). 
 
𝐹𝑡𝑐 = 𝐹′ + 𝐹′′ + 𝐹′′′ [𝑁] (25) 
 
O peso estimativo total do carro, isto é, Ftc, foi de 11,352 t. Os cálculos podem ser 
vistos no Apêndice A. 
 
2.3.5.2.2 Especificação do diâmetro da roda 
 
Na especificação do diâmetro das rodas do carro, deve-se levar em consideração: 
a carga suportada pela roda; o material que a constitui; o tipo de trilho que ela rola; sua 
rotação; grupo que está classificado o mecanismo. 
40 
No presente projeto, a ponte opera em condições normais, sem estar submetida a 
excepcionalidades, portanto, a NBR 8400 [1] recomenda que: 
 
 𝐹𝑟𝑐 ≤ 𝑃
 ∙ 𝑐 ∙ 𝑐 [𝑑𝑎𝑁/𝑚𝑚2] (26) 
 
Onde: 
𝑏∙𝐷𝑟𝑐 
𝑙𝑖𝑚 1 2 
Frc é a carga média na roda do carro, em daN 
b é a largura útil do boleto do trilho, em mm 
Drc é o diâmetro da roda do carro, em mm. 
Plim é a pressão limite em função da tensão máxima do material da roda, em daN/mm
2
 
(valores conforme a NBR 8400 [1], página 64, tabela 30); 
c1 é um coeficiente que depende da rotação da roda ou do diâmetro e velocidade de 
translação – NBR 8400 [1] – página 65 – tabelas 31 e 32; 
c2 é o coeficiente que depende do grupo de classificação do mecanismo de translação – 
NBR 8400 [1] – página 65 – tabela 33. 
 
Através da equação (27), é possível obter uma estimativa para a carga máxima na 
roda (Fcmáx): 
 
 
 
 
Onde: 
nrc é o número de rodas do 
carro; 
𝐹𝑐𝑚á𝑥 =
 𝐹𝑡𝑐+𝑊𝑢 
𝑛𝑟𝑐 
(27) 
Fcmáx é a carga máxima na roda do carro, em N 
 
Já a carga mínima (Fmin) na roda do carro será: 
 
𝐹𝑐𝑚í𝑛 = 
𝐹𝑡𝑐 [𝑁] (28) 
𝑛𝑟𝑐 
 
Portanto, a carga média pode estimada nas rodas do carro (NBR 8400[1]), em daN: 
 
𝐹′ = [
2∙𝐹𝑐𝑚á𝑥+𝐹𝑐𝑚𝑖𝑛] ∙ 10−1 (29) 
 
𝑟𝑐 3 
 
As rodas normalmente são forjadas e a dureza de pista deve ser de 
aproximadamente 321 HB (TAMASAUSKAS, ARTHUR (2000)[12]. 
 
Selecionou-se rodas com diâmetro de 315 mm, feitas do material ferro fundido 
nodular, da fabricante STAHL. Como foi selecionado um conjunto que inclui todoas os 
componentes, como: rodas, eixos, rolamentos etc, não há a necessidade do 
dimensionamento de tais componentes, apenas da determinação do diâmetro de roda 
recomendado para o projeto. 
41 
 
 
Considerando um carro com um número de rodas, nrc, igual a quatro, calculou-se 
a reação máxima na roda do carro utilizando-se a equação (27): 
42 
O valor encontrado para a reação máxima na roda do carro foi de 14489,3 kgf. 
Para calcular a reação mínima (Rmín/R), desconsiderou-se a carga útil de 45 t e utilizou-se 
a equação 28, no caso, o valor encontrado foi de 3239,3 kgf. 
 
O valor da reação média foi calculado com base nos valores de Rcmáx e Rcmín 
através da equação (29): 
 
O valor encontrado para a reação média foi de 10739,3 kgf. 
 
Figura 31 - Bloco de rodas selecionado. Fonte - STAHL, (2019). 
 
 
Selecionou-se um trilho padrão do tipo TR-37 para aplicação no projeto, da 
fabricante TRILHOS FERROVIÁRIOS LTDA (Figura 33). Na Figura 32 é possivel ver 
as dimensões utilizadas para os cálculos com a equação 26. 
 
Figura 32 - trilho roda. (Fonte - https://www.passeidireto.com/arquivo/47538926/memorial-de-calculo-ponte- 
rolante.Acesso em: 02/06/2019). 
 
http://www.passeidireto.com/arquivo/47538926/memorial-de-calculo-ponte-
43 
Figura 33 - Trilho TR 37. Fonte - https://www.trilhos.com.br/trilho-padrao-tr.html.Acesso em: 02/06/2019. 
 
 
Os cálculos referentes as verificações da roda podem ser visto no Apêndice A. 
 
2.3.5.2.3 Seleção dos motores de translação e redutores 
 
Para selecionar o motor de translação. Considerou-se que a ponte opera em regime 
intermitente. 
 
Para o cálculo da potência do motor, inicialmente determinou-se a potência de 
regime do motor do mecanismo de direção e a potência de aceleração do motor. 
 
A potência de regime do motor pode ser calculada utilizando-se a equação (30): 
 
𝑃𝑚𝑑𝑟 =
 (𝑄+𝑄0+𝑄𝑐)∙𝑉𝑑𝑖𝑟∙𝑊𝑡 
75∙60∙𝜂𝑟𝑒𝑑,𝑑𝑖𝑟 
(30) 
 
Onde: 
Q é a carga útil; (45 t) 
Q0 é o peso do moitão; (1 t) 
Qc é o peso estimado do carro; (11,352 t); 
Vdir é a velocidade de direção; (12,5 m/s); 
𝜂𝑟𝑒𝑑 é o rendimento (0,9853 = 0,9557); 
Wt é a resistência no deslocamento das rodas (8,5). 
 
O valor de Wt foi escolhido com base na Tabela 15. 
http://www.trilhos.com.br/trilho-padrao-tr.html
44 
𝑑 
Tabela 15 - Diâmetro da roda/resistência específica ao deslocamento. Fonte - TAMASAUSKAS, ARTHUR (1994) 
 
Dr (mm) 200 250 315 400 500 630 710 800 900 1000 1120 1250 
Wt 
(N/KN) 
10,5 9,5 8,5 8,0 7,5 7,0 7,0 6,5 6,5 6,5 6,0 6,0 
 
O valor encontrado para a potência em regime do motor foi de 1,42 HP. 
Para calcular a potência de aceleração, utilizou-se as equações (31) e (32): 
(
𝑉𝑑𝑖𝑟 0,5125 
𝑡𝑐𝑒𝑙 = 6,488 
60 
) 
Onde tcel é o tempo de aceleração, no caso, 2,9 s. 
(31) 
 
𝑃𝑚𝑎𝑑 = 
(𝑄+𝑄0+𝑄𝑐) 
75∙602∙𝑔∙𝑡𝑐𝑒𝑙∙𝜂𝑟𝑒𝑑,𝑑𝑖𝑟∙ 
∙ 𝑉2 ∙ 𝛽 (32) 
 
Onde g é a gravidade e 𝛽 é um coeficiente que leva em consideração a inércia das massas 
em rotação e pode ser estimado entre 1,1 e 1,2. 
 
O valor encontrado para a potência de aceleração foi de 1,34 HP. 
 
E por fim, calculou-se a potência final do motor, a partir dos valores de Pmdr e Pmad, 
utilizando-se a equação (33). 
 
𝑃 = 
(𝑃𝑚𝑎𝑑+𝑃𝑚𝑑𝑟) ∙ 𝑓 ∙ 𝑓 ∙ 𝑓 (33) 
𝑚𝑑 𝑅𝑇∙𝑁𝑚𝑑 
1 2 3 
 
Onde Nmd é o número de motores, f1 é o fator de temperatura, f2 fator de altitude, f3 o fator 
do sistema de controle e Rt é o fator de partida para o tipo de motor. Tais valores foram 
encontrados nos catálogos do fabricante do motor. O valor da potência final do motor foi 
de 1,13 HP. Selecionou-se o motofreio da fabricante WEG de 2 pólos, com potência 
nominal de 1,1 Kw, carcaça 80 e rotação de 3440 rpm. De acordo com a fabricante, o 
torque do motofreio selecionado é de 8,0 N.m. 
 
Seleção do redutor do sistema de translação do carro 
 
A rotação da roda é dada pela razão da velocidade do carro e o produto do 
diâmetro da roda por pi, que é 12,63 rpm. 
 
A redução necessária, que é dada pela razão entre a rotação do motor e a rotação 
da roda é de 272,37. 
 
Para calcular a potência do redutor, na entrada, utilizou-se a equação (34): 
 
𝑃 = 
(𝑃𝑚𝑟𝑑+𝑃𝑚𝑎𝑑) 𝑓 (34) 
45 
 
 
Onde: 
𝑟𝑒𝑑.𝑑𝑖𝑟. 𝑟𝑡.𝑁𝑚𝑑 𝑟𝑒𝑑.𝑑𝑖𝑟 
46 
fred.dir = fator de serviço (1,575 – conforme o catálogo do redutor SEW) 
rt = fator de partida do motor escolhido (1,5) 
Nmd = número de motores na direção (2). 
 
O valor encontrado para a potência do redutor foi de 1,449 cv. 
 
Cálculo do torque requerido na saída: 
 
𝑇𝑟𝑒𝑑.𝑑𝑖𝑟. 
 
= (
75.60.9,8.𝑃𝑟𝑒𝑑.𝑑𝑖𝑟.) (35)
 
2.𝜋.𝑁𝑟𝑐 
 
O valor do torque requerido foi de 805,24 N.m. 
O motor selecionado no catálogo da fabricante SEW foi o de potência 1,1 Kw, torque de 
1640 N.m, redução 270,68, com código FA 87 DRE 80M4, peso 105 kg. 
 
Todos os cálculos podem ser vistos no Apêndice A. 
 
2.3.5.2.4 Dimensionamento da viga cabeceira 
Dados iniciais 
V1 = 4 m/min – Velocidade de elevação principal 
Vc = 12,5 m/min – Velocidade do carro 
Vp = 25 m/min – Velocidade de translação da ponte 
Tac = 2,9 s – Tempo de aceleração do carro 
Tap = 4,14 s – Tempo de aceleração da ponte 
Mx = 1 – coeficiente de majoração (função do grupo da NBR - 8400) 
Ψ = 0,15 – coeficiente de impacto (função da norma de cálculo) – valor mínimo 
cfeCMAA/NBR-8400/Norma AISE. 
nac = 0,5 – relação número de rodas acionadas/total de rodas para o carro 
nap = 0,5 - relação número de rodas acionadas/total de rodas para a ponte 
ac = 0,07 m/s2 – aceleração do carro 
ap = 0,1 m/s2 – aceleração da ponte. 
 
Inicialmente desenhou-se um diagrama de corpo livre das forças atuantes na viga 
cabeceira (Figura 35). 
47 
Figura 34 - Diagrama de corpo livre da viga cabeceira. Fonte - Oliva, (2005) 
 
Onde: 
x1 = 320 mm = 0,32 m é a distância do tambor até a extremidade da viga; 
x2 = 1340 mm = 1,34 m é a distância do cento de entrada do retudot até a extremidade 
da viga 
c = 150 mm = 0,15 m Distância do centro de entrada do redutor até a extremidade da 
viga principal 
c2 = 480 mm = 0,480 m 
Dr = 2680 mm = 2,68 m Distância entre as rodas do carro 
Dt = 800 mm = 0,7 m Diâmetro do Tambor elev. 
σy = 2530 kgf.cm2 Tensão de escoamento 
 
Na figura (35), pode ser visto às características da seção da viga escolhida para o 
projeto, no caso, uma viga em caixão. 
48 
Figura 35 - Características geométricas da viga caixão. Fonte - Oliva, (2005). 
 
 
Onde: 
b = 347 mm = 34,7 cm 
talma = 25,4 mm = 2,54 cm 
taba = 8,0 mm = 0,80 cm 
d = 249 mm = 24,9 cm 
hc = 390 mm = 39 cm 
A1 = 27,76 cm
2
 
A2 = 99,06 cm
2
 
At = 253,64 cm
2 = 0,025 m² 
qcab = 199,11 kgf/m 
Gcab = 586,97 kgf = Peso da viga cabeceira 
 
 
Carregamentos: 
Gt1 = 1730 kgf = Peso do tambor 
Gr1 = 2300 kgf = Peso do redutor 
nc = 8 cabos = Número de cabos 
Q = 45 000 kgf = Capacidade de elev. 
Qm 1000 kgf = Peso do moitão 
ψ = 0 ,15 coeficiente de impacto 
49 
𝑡 . 𝑏 
𝑡 . ℎ𝑐 
𝑎𝑏𝑎 
- Propriedades geométricas da viga cabeceira 
 
 
Momento de inércia em relação ao eixo x da aba da viga. 
3 
𝑱𝒙𝟏 = 𝑎𝑏𝑎 = 1,48 𝑐𝑚4 
12 
Momento de inércia em relação ao eixo y da aba da viga. 
 
 
 
𝑱𝒚𝟏 = 
𝑏3. 
𝑡𝑎𝑏�� 
12 
 
= 2785,46 𝑐𝑚4 
Momento de inércia em relação ao eixo x da alma da viga. 
 
 
 
𝑱𝒙𝟐 = 
ℎ𝑐3. 𝑡𝑎𝑙𝑚𝑎 
 
12 
 
= 12555,86 𝑐𝑚4 
Momento de inércia em relação ao eixo y da alma da viga. 
 
 
3 
𝑱𝒙𝟐 = 𝑎𝑙𝑚𝑎 = 53,26 𝑐𝑚4 
12 
Momento de inércia em relação ao eixo x da viga. 
 
𝐽 = 2 [𝐽𝑥1 + 𝐴1 (
ℎ𝑐+𝑡𝑎𝑏𝑎
 ] = 47101,16 cm4 
𝑥𝑥 ) + 𝐽𝑥2 2 
Momento de inércia em relação ao eixo y da viga. 
 
𝐽 = 2 [𝐽𝑦2 + 𝐴2 (
𝑑 +𝑡𝑎𝑙𝑚𝑎
 ] = 42971,23 cm4 
𝑦𝑦 
 
Pontos de fibra na direção x: 
 
𝑊1𝑥𝑥 
 
Pontos de fibra na direção y 
) 
2 
 
 
 
𝐽𝑥𝑥 
= 
(0,5ℎ𝑐 + 𝑡 ) 
+ 𝐽𝑦1 
 
 
 
= 2320,25 𝑐𝑚3 
 
𝑊1𝑦𝑦 
= 
2 𝑥 𝐽𝑥𝑥 
= 1357,38 𝑐𝑚3 
𝑏 
 
 
Para o cálculo dos esforços que podem ser vistos na figura (36), utilizou-se as 
seguintes equações: 
 
2 
2 
50 
 
 
 
Onde: 
𝐹𝑐 = (
𝑄+𝑄𝑐) (1 + 𝜓) (36) 
𝑛𝑐 
51 
Fc , na equação (16), é a força devido a capacidade nominal e ao moitão; 
Qc é o peso do moitão; 
Q é a capacidade nominal; 
Nc é o número de cabos; 
Ψ é o coeficiente de impacto. 
Para calcular a força devido ao redutor e ao tambor, utilizou-se a equação (37): 
 
 
𝑃 = 
𝐺 𝑡1 + 𝐺 + 𝐹 (37) 
1 2 𝑟1 𝑐 
Onde: 
P1 é a resultante devido ao tambor, redutor e Fc; 
Gt1 é o peso do tambor; 
Gr1 é o peso do redutor; 
Fc é a força calculada pela equação (36). 
 
No cálculo de P2, aplicou-se a equação (38): 
 
𝑃2 = (𝑄 + 𝑄𝑚 )(1 + 𝜓)
 𝑛𝑐+4
 
2.𝑛𝑐 
(38) 
 
No cálculo de P3, temos: 
 
𝑃3 = (𝑄 + 𝑄𝑚 )(1 + 𝜓) 
2
 
𝑛𝑐 
(39) 
Através da equação (40), calculou-se o momento Mr causado pela força Fc, 
 
𝑀𝑟 = 𝐹𝑐 ∙ 𝐷𝑡 (40) 
 
Em seguida calculou-se a reação máxima gerada na viga através da equação (41), obtida 
através do equilíbrio das forças na viga. 
 
𝑅 = 𝑃 (1 −
 𝑥1) −
 𝑀𝑟 + 𝑃 (1 −
 𝑥2) + 𝐺 𝐷𝑟+𝑥2 +
 𝐺𝑐𝑎𝑏 + (1 −
 𝑥2+𝐶2) (41)
 
𝑚á𝑥 1 𝐷𝑟 𝐷𝑟 
2 𝐷𝑟 
𝑣1 2.𝐷𝑟 2. 𝐷𝑟 
Cálculo do momento máxima nessa viga na direção x: 
𝑀 = 𝑅 (𝑥 − 𝑐) + 𝑀 + 𝑃 (𝑥 − 𝑥 − 𝑐) − 
1.1𝑞𝑐𝑎𝑏(𝑥2−𝑐)
2 
 
 
(42) 
𝑥𝑚á𝑥 𝑚á𝑥 2 𝑟 1 2 1 2