Projeto de Ponte Rolante - Sistema de Movimentação e Transporte de Carga NMC710 Professor Arnaldo Forgas Junior

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CENTRO UNIVERSITÁRIO DA FEI
Grupo n° 7
Lucas Parisi Bolognesi -12.211.297-2
Murilo Zapata– 
Vitor Corassini – 
Danillo Tonelo Silva – 
Marcos Paulo Fernandes -12.111.199-1
Gustavo Fernandes -12.111.017 -5
Projeto de Ponte Rolante
Sistema de Movimentação e Transporte de Carga – NMC710
Professor Arnaldo Forgas Junior
São Bernardo do Campo - 2017
Dados técnicos e características principais do Projeto:
· Ambiente de serviço: coberto, sem vento, temperatura máxima de 40°C;
· Capacidade nominal de carga:					 15 ton;
· Velocidade nominal de levantamento:				7 m/min;
· Velocidade nominal de translação do carro (direção):	 50 m/min;
· Curso útil do gancho: 					 	 6 m;
· Extensão do caminho de rolamento: 				 150 m;
· Classe de utilização da ponte rolante: 				 B;
· Estado de carga: 				 2;
· Classificação do mecanismo para:
· Mecanismo de levantamento: 				 Grupo 1AM;
· Mecanismo de translação do carro (direção): 	 	 Grupo 2M;
Observações:
1. A ponte rolante será operada por meio de combinadores, instalados na cabina de comando, com a utilização de freios de sapatas.
2. Todos os movimentos da ponte serão acionados por meio de um sistema rotórico convencional de cinco pontos de velocidades (utilizando motores com rotores bobinados, também chamados motores de anéis). A tensão de alimentação elétrica será 440V, 60Hz, trifásica.
3. Para o mecanismo de elevação principal, utilizar para o motor elétrico um fator de marcha de 40% e classe de partida igual a 150.
4. Para o mecanismo de translação da ponte, utilizar para o motor elétrico um fator de marcha de 40% e classe de partida igual a 150.
5. Para o mecanismo de translação do carro, utilizar para o motor elétrico um fator de marcha de 40% e classe de partida igual a 150.
Projeto do Equipamento:
O projeto do equipamento deverá ser de acordo com as normas:
· NBR8400 (antiga PNB283): mecânica / estrutural;
· NBR11723: motores elétricos anéis.
Para consultas, onde as normas acima forem omissas, utilizar: 1. CMAA; 2. AISE; 3. FEM; 4. JIS; 5. DIN; 6. IEC; 7. Outras.
Nota: 	Todo componente e material aplicado na fabricação do equipamento deverá ser disponível no mercado brasileiro (bitolas de chapas, perfis, etc.)
	Basicamente, no desenvolvimento do projeto, o roteiro de cálculos consiste em adequação do sistema de controle elétrico e:
1. Escolha do número de cabos de sustenção / diagrama esquemático do cabeamento / cálculo e escolha do moitão / seleção do rolamento de escora
2. Escolha do diâmetro do cabo padronizado
3. Cálculo do coeficiente de segurança do cabo de aço
4. Escolha do diâmetro das polias (compensadora / móveis / fixas)
5. Seleção dos rolamentos das polias 
6. Escolha do diâmetro / comprimento do tambor / cálculo do tambor (espessura / peso total / eixos / flanges / nervuras / rolamento do lado do pedestal)
7. Cálculo da potência do motor de levantamento
8. Escolha do motor de levantamento
9. Cálculo da redução necessária para o redutor de levantamento
10. Escolha do redutor de levantamento
11. Cálculo e escolha dos pinos / buchas do acoplamento especial tambor / redutor
12. Desenho do acoplamento especial tambor x redutor.
13. Cálculo do torque para o freio de levantamento.
14. Escolha do freio para o motor de levantamento (parada)
15. Escolha do freio de controle para levantamento (sistema de controle)
16. Seleção / cálculo de acoplamentos e rolamentos / cálculos de eixos necessários
17. Estimativa do peso do carro (estrutural / mecânico / elétrico)
18. Cálculo da potência para o motor de translação do carro
19. Escolha do motor de translação do carro
20. Cálculo do freio para o motor de translação do carro (parada)
21. Escolha do freio para o motor de translação do carro (parada)
22. Cálculo da reação máxima por roda do carro
23. Checagem do diâmetro roda / trilho – reação
24. Cálculo da redução para redutor de translação do carro
25. Escolha do redutor de translação do carro
26. Entre – rodas / vão do carro (lay-out)
27. Seleção / cálculo de acoplamentos e rolamentos / cálculo de eixos necessários
28. Cálculo preliminar da estrutura do carro
29. Cálculo preliminar do peso próprio total do carro
30. Determinação do centro de gravidade do carro (CG)
31. Verificação estrutural do carro pelo método dos elementos finitos (preenchimento de planilha específica)
1. Escolha do número de cabos de sustenção / diagrama esquemático do cabeamento / cálculo e escolha do moitão / seleção do rolamento de escora
1.1. Escolha do número de cabos de sustenção
Caso de solicitação: Caso I – Serviço normal e sem vento.
Seleção da talha: Para capacidade de carga 15 ton, foi adotado talha gêmea de 4 (quatro) cabos.
1.2. Diagrama esquemático do cabeamento
 Figura 1: Esquema da montagem dos cabos de aço
 Figura 2: Esquema 04 cabos
1.3. Cálculo e escolha do moitão
Moitão para 15tonf ,de acordo com a tabela acima da pag 78 temos:
 P = 270 kgf, cabos = 20 a 25 mm
Para o material do gancho SAE 1045 forjado em matriz fechada e normalizado de acordo com o livro Metals HandBook temos os valores para tensão de escoamento e resistência:
De acordo com a tabela acima:
· σe=1274MPa
· σr=1343MPa
Além do material SAE 1045, mas também em função da NBR8400 grupo 1AM e da nossa carga 15 tonf, encontra-se o nº de referência 3522/08, onde o diâmetro de pescoço do gancho pescoço = 67 mm e tem um peso aproximado de Pgancho = 28 kgf.
Pág 79A 
· Grupo de mecanismo 1AM → 
· Caso de solicitação Caso I → 
 
 
· 
 ok!
1.4 Seleção do rolamento de escora
· Para determinar o rolamento, primeiramente devemos determinar a carga de serviço.
Os rolamentos são axiais de esfera e escora simples e foram obtidos no catálogo da SKF de acordo com as cargas de serviço de cada gancho. 
Considerando uma carga de e uma necessidade de usinagem da superfície do gancho onde este será colocado, foi selecionado um rolamento que suporta uma carga estática de 160 kN, o que corresponde a 16000 kgf. Este rolamento apresenta diâmetro interno de 70 mm, externo de 105mm e altura H=27mm.
Carga Estática: C0 = 160.000 N (15.000 + 270 + 28) x 9,81
 C0 = 160.000 N 150073,38N ok!
Peso rolamento: 0,79 kgf
· Dimensionamento da porca de fixação do gancho 
Verificação da rosca conforme apostila de Elementos de Máquina (Prof. Alberto):
Rosca Trapezoidal DIN 103:
SAE 1045 
	D
	P
	d2=D2
	d3
	D1
	D4
	As=Sr
	ac
	R1
	R2
	70
	10
	65
	59
	60
	71
	3019.1
	0.5
	0.25
	0.5
· Cálculo da altura mínima:
d = diâmetro nominal;
d3 = diâmetro interno;
p = passo;
d2 = diâmetro de flanco;
D4=diâmetro do fundo da porca;
D1=diâmetro do topo da porca;
AS=Área resistente.
Dimensão da porca
A altura mínima da porca será calculada considerando-se 6 filetes resistentes, assim para cada gancho, temos:
Rudenko
Q=carga do filete
t=seçao de contato do filete
do=diâmetro maior
di=diâmetro interno da rosca(d3)
P=300kg/cm2
Para 6 filetes h = 6.p = 6.10 = 60 mm H<h ok!
· Cálculo da Compressão [σ]:
	
Como < OK!
· Cálculo do Cisalhamento [τ]:
Como 
2. Escolha do diâmetro do cabo padronizado
· Tração do cabo
Para Grupo 1AM, adotando Cabo Normal, Q = 0,280.
T – Força de Tração nos Cabos
· N=4polias
· italha=1:4
· ηp=0,98
 
 
· Diâmetro externo mínimo do cabo 
Segundo a apostila na página 73 tem-se o diâmetro externo mínimo do cabo normal e grupo 1AM e Q=0,3:
 
Este diâmetro calculado (Dmin) deve ser menor que o selecionado a seguir na página 88:
· Corte do cabo de aço
	CABO PADRONIZADO
	Alma de fibra
	Diâmetro (pol)
	Peso (kg/m)
	Carga de ruptura mínima efetiva (kgf)
	6x41
	3/4
	1.413
	21.600
· Temperatura ambiente é no máximo 40ºC
· Equipamento de transporte de carga
· Cabo 6 x 41,polido, com alma de fibra terá o diâmetro padronizado de: padrão = 3/4 ” = 19,05 mm
· Carga de ruptura = 21.600 kgf/mm2
· Peso: 1,413 kgf/m.
· 
· Peso estimado: 
Pcabos = (Ncabos x h elevação x qca) x 1,1 
 Pcabos = (4 x 6 x 1,413) x 1,1 
 Pcabos = 37,303 kgf
3. Cálculo do coeficiente de segurança do cabe de aço
Pag 89: Coeficiente de Segurança deve ser ≥ 5 para equipamentos que não transportam metal líquido.
	
 OK ! 
4. Escolha do diâmetro das polias (compensadoras / móveis / fixas)	
 
 Pág 75-77 
dpolias ≥ dcabo.H1.H2
· Grupo 1AM
· Cabo Normal
· H1
Tambor: 16
Fixas/Moveis: 18
Compensadora: 14
· H2
Tambor: 1
Fixas/Moveis:1.25 (wT ≥10)
Compensadora: 1
Øtambor ≥ (19,05 x 16 x 1) Øtambor ≥ 304,80 mm (ver item 6 – recálculo)
Øfixas/moveis ≥ (19,05 x 18 x 1,25) Øfixas/moveis ≥ 428,63 mm 
Øcompensadora ≥ (19,05 x 14 x 1) Øcompensadora ≥ 266,7 mm 
· Compensadora Pag.94
Fabricante USS, Código para pedido WSW-161
Material: aço SAE1070 Forjado Normalizado
Peso estimado: 95 lbf ≈ 42,18 kgf 
D =15”= 381 mm 
 Largura =3 ½ “=88,9 mm
· Polias Moveis
Fabricante USS, Código para pedido WSW-201
Material: aço SAE1070 Forjado Normalizado
Peso estimado: : 170 lbf ≈ 77,11 kgf 
Db = 460,38 mm
5. Seleção dos rolamentos das polias móveis e fixas
Carga estática==
Pelo Catálogo SKF : Designação 6215 
6. Escolha do diâmetro / comprimento do tambor / cálculo do tambor (espessura / peso total / eixos / flanges / nervuras / rolamento do lado do pedestal)
De acordo com a pag 96
Material: ASTM-A36 
6.1 Diâmetro mínimo
Considerando cabo normal no tambor e grupo 1 AM, temos os seguintes fatores e diâmetro mínimo:
 H1=16 E H2=1
ØMinino tambor ≥ (19,05 x 16 x 1) 
ØMinino tambor ≥ 304,8 mm 
Adotando Øprimitivo de 350 mm
Øprimitivo = Øusinado = 350 mm ≥ 304,8 mm ok
· Altura de elevação: H = 6 m
· Øcabo = 3/4” = 19,05 mm 
· Carga Nominal: Qn = 15.000 kgf
· Número de cabos: f = 4
· Número de pontas de cabos presas ao tambor: i = 2
· Potência transmitida ao eixo do tambor: 
· Cálculo da quantidade de ranhuras
6.2 Cálculo do comprimento do tambor
Pág 98
 
= 150 mm*
 
· Cálculo do diâmetro externo usinado
6.3 Cálculo do tambor
· Cálculo da espessura mínima
· Tensão de flexão devido ao efeito de viga
Cálculo em 1 cabo no tambor
	d
	P
	R
	k
	S
	hmín
	3/4”
	22
	10,4
	2,04
	7,5
	12
· Cálculo da tensão de flexão devido ao efeito viga
· Tensão de flexão local
· Tensão de esmagamento
· Tensão total resultante
· Cálculo da tensão de torção
· Cálculo do ângulo de torção
· Espessura da chapa
Pag.100
Adotamos portanto T = 31,5mm, conforme tabela da página 100.
· Diâmetro interno bruto
· Diâmetro externo bruto
· Verificação do sobremetal mínimo para usinagem
6.4 Peso do tambor
· Cilindro
ρ=7860 kg/
· Ranhuras
· Peso Total
No cálculo de Fr o β=1,15(pag.102) e a força de tração T=3942,78 e Ptambor=W
Fr = T. β + W
 2
· Tensão de Flexão
· Tensão de Cisalhamento devido ao Torque = 0
· Tensão de Cisalhamento devido a força atuante 
· Tensão Combinada
	
6.5 Cálculo da espessura dos flanges
Pag.103
· Tensão de esmagamento no flange interna
Para cálculos dos flanges devemos relembrar alguns valores:
I= 100 mm
t2= 10 mm
t1= 10 mm
j= 60mm
J= 150 mm
Tensão de esmagamento no flange externa
Conforme critério da pág. 103, como 
Cálculo da Solda (Eixo – Cubo – Flange)
Tensão de flexão unitária por cm de solda
Tensão de cisalhamento devido à torção
Não se aplica, pois o eixo do pedestal não sofre torção
Tensão de cisalhamento devido à força cortante
Tensão resultante
Espessura mínima do cordão de solda
· Seleção do rolamento e da caixa standard
Pelo catálogo da SKF, selecionamos o rolamento auto compensador de rolos modelo 22207 EK, conforme tabela abaixo:
· Seleção da caixa standard
Pelo catálogo da SKF, selecionamos a caixa de rolamentos modelo SNL 216.
Peso da caixa + graxa = 88,3 
7. Cálculo da potência do motor de levantamento 
 (vide item 6)
8. Escolha do motor de levantamento
Para a escolha do motor utilizaremos a tabela 13:
Tabela 13 - Características elétricas e mecânicas para motores 8 pólos
Norma= NBR 11723
Norma : EB620
Carcaça : 200L 
Potência : 21 CV
Rotação: 1140 rpm
Número polos: 8
Tensão alimentação 440v x 60Hz x 3 fases
Classe de isolação: B
Grau de proteção: IP54
Ponta de eixo secundaria: sim
Caixa de ligação: superior 
Numero de manobras /hora: 150 
%ED: 40%
Peso: 290 kgf
9. Cálculo da redução necessário para o redutor de levantamento 
· Rotação do tambor
· Rotação do motor
10. Escolha do redutor de levantamento 
Eixos paralelos com redução tripla - pag. 132
i= 67,16 → i=71
Como no projeto a potência do motor elétrico é de 20,44 kW, vamos utilizamos um tamanho de redutor de 250, pois sua potência nominal é de 22,4 kW.
Portanto o redutor utilizado nesse projeto será o IMA-220C.
Peso do redutor sem óleo é de 385 kg.
11. Escolha dos pinos / buchas do acoplamento especial / redutor
 Material dos pinos SAE 4140 temperado e revenido a 400º C
 Pag.347 e 398
 σr=135 kgf/
 σe=125 kgf/
 
Pag.141
 
 
 
 
 Flexão
 
 
		
 
 
 !!
 Tensão de compressão entre cubo e chapa do tambor
12. Desenho do acoplamento especial do tambor/ redutor
13. Cálculo do torque para o freio de levantamento
Pag 156
14. Escolha do freio para o motor de levantamento (parada)
Para escolha do freio do motor de levantamento determinamos o diâmetro da polia, através da rotação e o momento de torção calculado anteriormente.
Tabela - Momento de torção permitida [Nm]
Através da tabela determinamos que o diâmetro da polia será de 315 mm.
Com o diâmetro da polia podemos determinar o modelo do freio entrando com o diâmetro da polia e o momento de torção calculado anteriormente na tabela 19.
Tabela 19 - Tabela de Escolha do Freio
Após utilizar as tabelas, o freio determinado foi:
Modelo: FNN 3230
Torque de Frenagem mínimo: 140 Nm.
Torque de frenagem máximo: 310 Nm.
Diâmetro da polia: 315 mm.
Massa: 59 kg.
As dimensões do freio são as seguintes:
Tabela 20 - Dimensões do Freio
Figura 22 - Croqui do Freio
15. Escolha do freio de controle para levantamento (Sistema de controle)
De acordo com a página 162 foi feita a seleção do freio Foucault:
Motor:
Potência = 27,41 CV = 27 HP 
Rotação = 1200 rpm
MODELO: AB-706
n = 1200 rpm
Torque máx.: 34 kgf.m
Dissip. Máx. em serviço contínuo: 25 HP
Força radial máx. no eixo: 350 kgf
Peso aproximado: 160 kg
 
16. Seleção / cálculo de acoplamentos e rolamentos
17. Estimativa do peso do carro (estrutural / Mecânico / Elétrico)
Para estimativa do peso total do carro estimado, utilizaremos a equação:
17.1. Peso Mecânico (P1)
17.2. Peso Estrutural (P2)
Para determinação do peso estimado da estrutura, será aplicado a equação:
Q: Carga máxima [toneladas].
L: Altura elevação [metros].
R: Vão do carro [metros].
W: Vão entre rodas carro [metros].
Para determinação de “R” e “W” será necessário fazer layout preliminar do carro (planta em escala).
17.3. Peso total estimado do carro (Pt)
Para determinação do peso estimado P3, será aplicado a equação:
	
18. Cálculo da potência para o motor de translação do carro
Para cálculo da potência para o motor de translação do carro, utilizaremos a equação:
	
18.1. Cálculo da Potência de Aceleração
Para cálculo da potência de aceleração, utilizaremos a equação:
	
Q: Carga máxima= 15.000 kg.
Q0: Peso próprio do carro= 3337 kg. 
V: Velocidade de translação do carro= 50 m/min.
ηmec.: Rendimento dosistema de translação do carro= 0,97.
β: Fator de Estimativa de Inércia= 1,2.
ta: Tempo de Aceleração= 5 segundos. 
18.2. Cálculo da Potência de Regime
Para cálculo da potência de regime, utilizaremos a equação:
	
· Resistência ao deslocamento
Q: Carga máxima= 15 toneladas.
Q0: Peso próprio do carro= 3,337 toneladas.
Wt: Resistência ao deslocamento = 8,5 kg/ton. 
ηmec.: Rendimento do sistema de translação do carro= 0,97³.
Agora retornaremos a equação:
19. Escolha do motor de translação
Para escolha do motor utilizaremos a tabela 31:
Tabela 31 - Características elétricas e mecânicas para motores 6 polos
Norma= NBR 11723
Carcaça= 132M
Potência= 4,5 CV
Tensão= 440V
Frequência= 60Hz
Forma construtiva= B3
Número de pólos= 6 pólos
Tensão de Alimentação= 440V x 3ɸ x 60Hz
Classe de Isolação= B
Grau de Proteção= IP-54
Ponta de Eixo Secundária
Pintura padrão do fabricante
Número de manobras por hora= 150
%ED= 40%
Caixa de ligação Superior
Tabela 32 - Dimensões do Motor
20. Cálculo do freio para motor de translação do carro (Parada)
Para escolha do freio para o motor de translação do carro, utilizaremos o critério do fabricante de freios eletro-hidráulicos, utilizando a equação:
P: Capacidade do Motor [cv]
n: Rotação do motor [min-1]
T freio translação: Momento de Torção []
21. Escolha do freio para o motor de translação do carro
Para escolha do freio do motor de translação do carro determinamos o diâmetro da polia, através da rotação e o momento de torção calculado anteriormente.
Através da tabela determinamos que o diâmetro da polia será de 125 mm.
Com o diâmetro da polia podemos determinar o modelo do freio entrando com o diâmetro da polia e o momento de torção calculado anteriormente.
Tabela 34 - Tabela de Escolha do Freio
Após utilizar as tabelas, o freio determinado foi:
Modelo: FNN 3250
Torque de Frenagem mínimo: 240 Nm.
Torque de frenagem máximo: 530 Nm.
Diâmetro da polia: 315 mm.
Massa: 70 kg. 
As dimensões do freio são as seguintes:
Figura 23 - Croqui do Freio
22. Cálculo da reação máxima, reação mínima e reação média
Ambiente de serviço: coberto, sem vento, temperatura máxima de 40°C – caso I de solicitação.
Carga Média:
 
 
 
 
23. Checagem do diâmetro roda/trilho – reação
Caso I de solicitação:
Para trilhos com superfície de rolamentos curvos:
 
Da página 218 da apostila temos: Trilho TR25
l = 54 mm
R = 7,9 mm
 Características do trilho:	- Material: SAE 1060
				- Laminado
				- Dureza: 210 HB
				- Barras de 3 metros
Determinação da largura útil do boleto do trilho (b) utiliza-se as seguintes fórmulas:
Para trilhos com superfície de rolamento curva
Logo:
Raio da pista do trilho: r=7,9mm
Largura do trilho: L=54mm
Pressão limite PL=0,72kgf/mm2
Diâmetro da roda DRODA=315mm
Da tabela abaixo, , considerando material com .
 e velocidade de translação = 50 m/min - 
Para o grupo de mecanismo 1Am, conforme tabela abaixo - 
24. Cálculo da redução para o redutor de translação do carro
Normalizando: i = 25
25. Escolha do redutor de translação do carro
Motor elétrico = 4,5 CV = 3,3 kW
Como no projeto a potência do motor elétrico é de 3,3 kW, vamos utilizamos um tamanho de redutor de 200, pois sua potência nominal é de 45,2 kW. Portanto o redutor utilizado nesse projeto será o IMA-200C.
Peso do redutor sem óleo é de 300 kg.
	
26. Entre rodas / vão do carro (Layout)
27. Seleção e cálculo de acoplamentos e rolamentos / cálculos de eixos necessários
Os acoplamentos foram selecionados de acordo com o torque e o diâmetro do eixo, mostrados a seguir:
Catálogo FALK: para deslocamento de pontes ou carros, fator de serviço = 1,75.
Acoplamento redutor x eixo roda (2 acoplamentos)
D = 110 mm (ponta de eixo do redutor)
D = 75 mm (eixo da roda)
Utilizando a tabela abaixo, selecionamos o acoplamento 35G20.
Seleção dos rolamentos (2 rolamentos por mancal)
Carga dinâmica = 
	
Selecionamos então o rolamento 6215-2Z, cujas especificações seguem acima conforme catálogo SKF.
28. Cálculo preliminar da estrutura do carro
Vamos utilizar as travessas do carro da viga caixão VCN5, conforme recomendação em 
aula, as dimensões e característica mecânicas segue conforme página 270 e 273 da 
apostila.
 
29. Cálculo preliminar do peso próprio do carro
Plevantamento + Pestutura= 4017 Kg
30.Determinação de centro de gravidade do carro (CG)
	Equipamento
	m(kg)
	X(mm)
	Y(mm)
	m.X(kg.mm)
	m.Y(kg.mm)
	Redutor
	385
	0
	960
	0
	369600
	Freio de controle
	180
	840,5
	540
	151290
	97200
	Motor de levantamento
	290
	2029,5
	540
	588555
	156600
	Freio de parada
	59
	2825
	415
	166675
	24485
	Tambor
	244
	1486,87
	1240
	362796,28
	302560
	Redutor de translação
	300
	783
	-10
	234900
	-3000
	Motor de translação
	110
	1406,5
	0
	154715
	0
	Freio de parada de translação
	70
	1782,7
	-55,4
	124789
	-3878
	Polia compensadora
	42,2
	1005
	583
	42411
	24602,6
	TOTAL
	1680,2
	 
	 
	1826131,28
	968169,6
Substituindo os valores temos:
 mm
 mm
31. Verificação estrutural do carro pelo Método dos Elementos Finitos
Com a utilização do Método dos Elementos Finitos, usando o software Ansys R17.2 realizou-se a verificação estrutural do carro de translação, sendo obtidos os níveis de tensões e deformação na estrutura.
A seguir, são mostradas a metodologia e os resultados empregados:
1
adm
tração
_
25
,
1
s
s
£
(
)
A
Peso
Útil
Carga
s
Assessório
tração
+
=
s
(
)
(
)
MPa
39
81
,
9
70
28
270
000
.
15
4
A
Peso
Útil
Carga
2
s
Assessório
tração
=
×
×
+
+
×
=
+
=
p
s
MPa
5
,
599
8
,
2
1
1343
25
,
1
FS
q
25
,
1
r
res
adm
=
×
×
=
×
×
=
s
s
5
,
599
39
.
25
,
1
£
³
(
)
(
)
(
)
(
)
97
,
0
98
,
0
1
98
,
0
1
*
4
1
1
1
*
1
4
=
-
-
=
-
-
=
polia
N
polia
talha
N
h
h
h
kgf
T
78
,
3942
97
.
0
*
4
15.298
=
=
T
Q
D
.
min
=
78
,
3942
.
280
,
0
min
=
D
mm
D
58
,
17
min
=
T
ruptura
de
a
C
C
s
arg
=
5
48
.
5
78
,
3942
21600
³
=
=
s
C
polia
rolamentos
de
n
T
/
º
2
×
KN
kgf
428
,
39
78
,
3942
2
78
,
3942
2
=
=
×
1
2
9
+
+
+
+
+
=
g
d
K
S
h
T
005
,
0
2
2
+
+
×
=
D
f
d
W
t
m
kg
n
Pcarro
F
rodas
r
1004
4
4017
min
=
=
=
kg
F
r
4754
4
15000
4017
max
=
+
=
kgf
F
F
F
F
F
r
r
rmáx
r
r
3504
3
4754
2
1004
3
2
min
=
×
+
=
×
+
=