Tambores de Transportadores de Correia

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Os tambores de transportadores de correia, também chamados de tambores de tração ou carga, são encarregados por tracionar e movimentar toda a correia. Os tambores de correia transportadora são dimensionados nos projetos de acordo com a necessidade de carga de cada transportador e podem ser fabricados também de acordo com normas técnicas e padrões de mercado. Tenha mais informações a seguir.

Reunimos todos os post\’s do especialista Luis Morgado – Consultor de Manuseio de Material Sólido e Granel – MMSG relacionados aos Tambores de Transportadores de Correia, de modo a concentrar todas as informações que estavam pulverizadas, espero ter atingido o meu objetivo de ajudar os usuários com informações técnicas que possam auxiliar em várias áreas, tais como: Suprimento, Engenharia, Fabricação e Inspeção.

INTRODUÇÃO

Avaliando alguns tambores no mercado nacional, é preocupante encontrar transportadores com potência instalada de 6.000 cv, utilizando flanges soldadas no cubo e na casco do tambor, portanto, o erro já inicia com a forma construtiva, para grandes tensões na correia, a melhor forma construtiva é conforme indicada no croqui abaixo, na qual a flange/cubo é parte da casca, uma peça única, e os cuidados com o procedimento de soldagem dessa peça com o casco do tambor.

Figura 1

O que reparo nas minhas consultorias, além do erro da forma construtiva, é a maneira despreocupada no procedimento e qualidade de soldagem entre flange/cubo e flange/casca, onde faltam alguns critérios técnicos que melhorem o sério problema de fadiga nessas regiões, como usinar internamente a casca do tambor de modo que a flange entre ajustada, e também seja previsto chanfros para alívio de tensão.

O que impressiona é que esses tambores de projeto alemão (croqui acima) foram desenvolvidos na década de 80, e os fabricantes nacionais ainda não aprenderam, não sei se por arrogância (achar que o método tupiniquim é melhor) ou por incompetência (não tem capacidade técnica).

A saída é ter ao lado um consultor especialista para atuar fortemente junto aos fornecedores.

Percebi que esse assunto acima gerou um excelente debate técnico, tendo em vista tantos problemas que esse componente do TC, estão provocando nas operações, por essa razão irei colocar o dimensionamento da forma analítica de modo a comentar o que existe de cálculos no mercado, dando o meu ponto de vista, as minhas considerações, e espero contar com os especialistas para agregar maior valor, e chegarmos a melhor solução, já que os casos de problemas no Brasil estejam preocupando.

Tambor – TC – Dimensionamento – Eixo de acionamento

O dimensionamento do eixo do tambor de um TC, segue dois critérios:

1 – Limite de tensão por fadiga

2 – Limite de Deflexão

Nesse primeiro contato irei me basear no Manual de Transportadores Contínuos – da ALLIS Mineral Systems – FAÇO, que é o assunto técnico mais conhecido pelos engenheiros brasileiros, posteriormente o Manual CEMA 7 edição, e demais artigos técnicos.

1 – Limite de tensão por fadiga

d ≥ (16 . Mi / pi . Sadm)^(1/3)

Mi – Momento ideal = [(Kf . Mf)^2 + (Kt . Mt)^2]^(1/2)

Kf – fator de serviço à flexão = 1,5

Kt – fator de serviço à torção = 1,0

Mf = P.a /2

P – carga resultante (vetorialmente) das tensões no tambor (T1 + T2) + peso do tambor (W)

a – distância entre a linha de centro do rolamento a linha de centro da flange

Mt = N . 38 . D / v (kgf.cm)

N – potência em HP

D – diâmetro do tambor (cm)

v – velocidade da correia (m/s)

Sadm – tensão admissível do material do eixo (SAE 1040 – 560 kgf/cm2 c/ chaveta e 750 kgf/cm2; SAE 4340 – 700 kgf/cm2 c/ chaveta e 930 kgf/cm2 ).

A seguir será dado o critério do limite de Deflexão, e a minha avaliação sobre esses cálculos, que gostaria que todos participassem, pois muitos fabricantes utilizam esses cálculos para quaisquer tambores, e poderá ser perigoso!

2 – Limite de Deflexão

flecha = 2/3 . P . Ks . (L-C) . (2 . L^2 + 2.L.C – C^2) / (pi.E.d^4)

L – distância entre mancais

C = L – 2.a

Ks – fator de segurança = 1,5

E – módulo de elasticidade do aço (2.100.000 kgf/cm2)

Flecha máxima = L/1500 até largura de correia de 54 pol e L/2000 para larguras acima.

Porque é perigoso utilizar esse cálculo para quaisquer tambores? Esse cálculo foi baseado para a padronização desse fabricante, isso é possível avaliar devido:

1 – Não há nada sobre as concentrações de tensões no eixo devido ao tamanho, acabamento e rasgo de chaveta, ou seja, não importa essas informações para o dimensionamento do eixo, pois o fabricante já deve ter estimado com a tensão Sadm, para o seu padrão.

2 – Fator de serviço à flexão, 50% a mais, de onde vem essa carga adicional, é através do sistema de controle? Não sabemos qual é. E se fosse aumento de tensões na correia devido a partida ou parada, seriam esporádicas e não afetariam a vida do eixo, portanto, é apenas um fator de segurança.

3 – Tensão admissível do material – Sadm, é um valor que o fabricante deve ter avaliado que atenderia a vida útil do eixo específico desse seu padrão, portanto, não permite utilizar esses parâmetros para dimensionar tambores especiais, com eixos diferentes.

4 – A flecha admissível deveria estar ligado ao elemento de fixação eixo/flange, pois o ringfeder foi projetado para transmitir momento de torção e não de flexão, em consequência teremos altas pressões de esmagamento nas bordas de fixação, podendo provocar falhas mecânicas, e para melhorar essa situação é necessário diminuir a flecha do eixo. O fabricante Ringfeder tem programa para verificar se o seu elemento resiste ao momento fletor transmitido para as flanges.

É importante frisar:

1 – Não adianta calcular seguindo o critério A, B ou C, se durante o comissionamento o valor do contra peso dobra, o motor elétrico opera acima da potência nominal, devido ao fator de serviço de 1,15, e o mais incrível que os usuários não percebem que a vida útil de todos os seus componentes irão cair drasticamente.

2 – Não há no cálculo força de desalinhamento da correia, isso porque o usuário tem que realizar manutenção periódica que impeça que isso ocorra com frequência.

Cálculo segundo Manual CEMA – 7 edição

1 – Limite de tensão de fadiga

d = {(32 . FS / pi) . [(M/Sf)^2 + 0,75 . (T/Sy)^2]^(1/2)}^(1/3)

FS – Fator de segurança = 1,5

Sf = Tensão admissível à fadiga corrigida do eixo = ka . kb . kc . kd . ke . kf . kg . Sf*

ka – fator de acabamento = 0,8 para eixo usinado

kb – fator de tamanho = 1,85 . (d)^(-0,19) , d – mm

kc – fator de confiabilidade = 0,897

kd – fator de temperatura = 1,0 -57 C à 204 C

ke – fator de ciclo de carga = 1,0 (cíclicas)

kf – fator de concentração de tensão devido a chaveta (depende do tipo de rasgo e da dureza do material variando de 0,5 à 0,77.

kg – fator diversos = 1,0 serviço normal

M – momento de flexão

T – momento de torção

Sf* – tensão admissível a fadiga = 50% da tensão de ruptura do material – SAE 1045 = 283 MPa; SAE 4140 = 328 MPa.

Sy – Tensão de escoamento do material – SAE 145 = 310 MPa; SAE 4140 = 417 MPa

2 – Limite de Deflexão

tan(alfa) = R . A . (B – 2 . A) / (4 . E . I)

Máximo = 8 minutos (0,0023 mm/mm) para tambores especiais 5 minutos (0,0015 mm/mm)

R – carga resultante

A – distância entre a linha de centro do rolamento a linha de centro da flange

B – distância entre mancais

E – módulo de elasticidade do aço (200.000 MPa)

I – momento de inércia do eixo no cubo = 0,049087 (d)^4

Repare que já houve uma melhoria em relação ao primeiro cálculo da FAÇO

1 – O cálculo considera as concentrações de tensões, devido ao acabamento, tamanho e rasgo de chaveta e confiabilidade, além de outros que acabam sendo 1.

2 – O cálculo considera a tensão admissível à fadiga do material (50% da tensão de ruptura), que segue norma para as tensões cíclicas.

3 – Repare que a tensão de cisalhamento que é constante ou um pouco pulsante, vai do torque máximo ao torque com a correia em vazio, porém a maior parte do tempo é na máxima que opera, foi considerado a tensão de escoamento sem as concentrações de tensões.

4 – Em relação a deflexão, deve ser avaliado com o sistema de fixação eixo/cubo.

Gostaria de conhecer a opinião dos envolvidos nessa área, o que acham dos cálculos entre a FAÇO (muito usado no Brasil) e o CEMA?

CONSIDERAÇÕES GERAIS

Como engenheiro é uma grande surpresa que ocorra quebra de eixos em tambores dos Transportadores de Correia.

Como relatados nas informações anteriores, o dimensionamento segundo CEMA do eixo é extremamente consistente, considerando que é aplicável a teoria da resistência do material, incluindo os fatores de concentrações de tensões (aprendido na Faculdade), além do fator de segurança de 1,5.

O que infelizmente analiso nas minhas consultorias é que o projeto do fabricante não condiz após o comissionamento, já vi mais que dobrar o valor do contra peso do sistema de esticamento da correia e motores operarem na faixa de 15% do fator de serviço dos motores, isso altera totalmente o dado inicial dos tambores, com aumento nas tensões na correia e no caso do tambor de acionamento acrescenta ainda o aumento do torque, nessas situações infelizmente real no nosso mercado, compromete a vida útil de todos os componentes do transportador de correia.

Alerta aos compradores/usuários, que o fabricante tem a responsabilidade de entregar o equipamento com a vida útil estipulado nas especificações técnicas, essas falhas devem ser corrigidas pelo fabricante, para que os usuários não sofram com aumento do OPEX, e com menor disponibilidade e confiabilidade desse equipamento. O usuário deve exigir respeito ao Código do Consumidor, ainda não vi isso acontecer, tenho esperança que os meus artigos fazem os usuários acordarem com os seus direitos, ou pelo menos banir esses fabricantes do seu Vendor List, para que possamos separar o joio do trigo.

Outros artigos técnicos sobre tambores, que recomendo:

1 – Belt Conveyor Pulley Design – Why the Failures? T.J. King, South Africa

2 – A New Pulley Stress Analysis Method Based on Modified Transfer Matrix – Xiangjun Qiu and Vinit Sethi, USA.

3 – Driving and Non-driving Drum shafts in the Belt Conveyors (Fast Sizing) – Agustin López Roa, Spain

4 – On the Design of Conveyor Belt Pulley – M. Ravikumar and A. Chattopadhyay, India

5 – Effects of Drive Assembly-Overhung Loads on Belt Conveyor and Pulley Design – Tim Wolf, USA

Necessidades dos usuários, para soluções confiáveis em manter a disponibilidade e confiabilidade dos seus equipamentos, então vamos algumas dicas:

1 – Tambor de diâmetro pequeno e de baixa tensão que utiliza anel de contração (Ringfeder ou Bikon), as tensões provocadas pela pressão do anel, é um grande risco de quebra na ligação flange/disco, nessa situação recomendo a fixação do eixo/cubo, através de chaveta.

2 – Para melhorar a vida útil do tambor, recomenda após as soldas, realizar alívio de tensão.

3 – Certificar os procedimentos de soldagem, qualificação dos soldadores e o sistema de qualidade, balanceamento do tambor e avaliar os testes não destrutivos dos fornecedores.

Tambores – Dimensionamento – artigo técnico internacional

Gostaria de indicar os seguintes artigos:

1 – BELT CONVEYOR PULLEY DESIGN – WHY THE FAILURES? TERRY KING Pr. Eng.

Interessante artigo, referente aos problemas nos tambores, entretanto, a fórmula da constante de rigidez do diafragma (K5), não condiz com a tabela do livro Roark’s Formulas for Stress & Strain (alfa), portanto recomendo desconsiderar o K5 e utilizar o Alfa.

2 – THE FUNCTION AND MECHANISM OF CONVEYOR PULLEY DRUMS – Terry J King Pr. Eng.

Interessante artigo, abrange o dimensionamento da casca, com ênfase nas tensões provenientes da pressão dos anéis de contração, além de boas dicas.

3 – AN INVESTIGATION INTO THE EFFECT OF THE MANUFACTURING PROCESS ON THE FATIGUE PERFORMANCE OF CONVEYOR PULLEYS – G Styger and R F Laubscher

Interessante artigo sobre referente ao processo de fabricação, focando nas soldas.

4 – CONVEYOR PULLEY FAILURE ANALYSIS – Tapan R Patel, Mr.Ronak R Patel, Prof. Shashank P Joshi

Um bom aperitivo sobre falhas.

Tambores – TC – Forma construtiva das flanges

Como tenho dito em outros post\’s que a forma construtiva das flanges está ligada às tensões na correia, um fabricante de tambores europeu, colocou no seu catálogo essa figura abaixo, achei muito interessante, é auto explicativa, e mostra que a forma construtiva das flanges está relacionada às tensões na correia, somente a T – section atende as maiores tensões na correia, na qual a solda é na carcaça da tambor, enquanto que as outras a flange e soldada na carcaça.

Figura 2

Usuários de tambores, vejam se os seus tambores seguem esse padrão de flanges em relação a tensão na correia, é um modo simples de que o fabricante não escolheu a melhor forma construtiva da flange.

Fabricantes de Tambores, tudo que estou colocando neste artigo estão na internet, tenham a humildade de pesquisar, não dói, é a simples função do engenheiro!

Tambores – Critério Gerais de Construção

Casca: O diâmetro externo da casca deve ser usado em relação aos diâmetros dos mancais dentro de 0.75 mm T.I.R. (Leitura total do indicador – batimento) para tambores não motorizados, e 0,50 mm T.I.R. para tambores motorizados. Essas tolerâncias minimizam as tensões locais excessivas na emenda da correia de cabo de aço devido a ação excêntrica e mudanças de carga do motor a partir da variação na velocidade da correia.

O eixo deve então ser montado, se possível, e a usinagem final concluída na casca.

Disco: A união do disco no cubo e na casca deve ter amplos raios de filete. Os raios de filete devem ser iguais à espessura da chapa nas respectivas uniões. Os raios de filete devem ter um acabamento de 1,6 (Norma ABNT), seja soldado e usinado. O acabamento geral fora dos filetes será igual ou superior a 3,2.

A terminação de solda do disco, requer soldagem de comprimento total no interior e exterior do disco. A soldagem somente do lado externo produz um aumento de tensão significativo na solda.

Os pesos de balanceamento não devem ser soldados no disco. Eles podem produzir altas tensões inaceitáveis e diminuição na capacidade de carga.

Eixo: O eixo deve ter um acabamento superficial superior a 6,3 (Norma ABNT). Todas as superfícies devem ser usinadas, removendo todas as falhas dimensionais e de superfície.

Todos os raios de filete devem ter acabamento de 1,6.

Na região do anel de expansão (Ringfeder ou Bikon) deve ser acabado com 3,2 para um efeito de aperto ótimo. Um acabamento mais fino reduz a aspereza da superfície, entretanto, um acabamento grosseiro de 6,3 e superior torna mais difícil o controle de tolerâncias de fabricação.

Importante após a soldagem realizar alívio de tensão no tambor (520 – 580 graus C), as tensões residuais podem somado com as tensões de trabalho, ultrapassar as tensões de escoamento do material, e isso irá comprometer a vida útil do tambor.

As soldas devem ser inspecionadas por ultrassom e líquido penetrante nas regiões próximas da solda.

Os critérios gerais de construção aqui apresentados são mínimos, porém de acordo com o dimensionamento, poderá ser mais rigoroso, e acrescentar mais detalhes, de forma a respeitar o projeto, quanto aos problemas de fadiga precoce.

Tambores – Alívio de Tensões

Os principais parâmetros para se definir um Tratamento Térmico de Alívio de Tensões são a taxa de aquecimento (TA), o tempo e a temperatura de patamar e a Taxa de Resfriamento (TR). Esses podem ser definidos com o auxílio de normas internacionais, como a ASME seção VIII divisão 1, de acordo com as dimensões da peça que sofrerá o tratamento e o tipo de material.

Figura 3

Informações obtidas de um excelente fabricante de tambores europeu, a velocidade de aquecimento é de 220 °C / h / polegada de espessura da peça, até a temperatura de 600 °C por 30 minutos (variando entre 580 °C à 620 °C), resfriamento de 180 °C / h / polegada de espessura da peça.

Também é possível realizar o alívio de tensão localizado, porém têm que ter maiores cuidados, com a área de aquecimento e os posicionamentos dos termopares.

Essas informações devem vir do fabricante do tambor, e não do fornecedor que irá executar o alívio de tensão, essas informações foram baseadas em teste de laboratório pelo fabricante do tambor, portanto, é possível que cada fabricante que realmente tenha know how possa diferenciar, entretanto, o resultado final tem que ser o mesmo, eliminar as tensões residuais.

Tambores – Especificação dos clientes

Acredito que a primeira falha aconteça na Especificação Técnica dos clientes, que as empresas de engenharia fazem o copiar/colar sem avaliar o conteúdo, tais como:

1 – Anéis de expansão tipo ringfeder, RFN 7012

2 – Definir excentricidade dos tambores que poderá não atender a necessidade do projeto.

3 -Tensão adm. de 560 kg/cm2 na casca (ASTM A36) e de 703 kg/cm2 nos discos laterais (ASTM A36)

4 – As deflexões dos eixos serão limitadas a L/2000. A tensão admissível nos eixos SAE 1045 será de 700 kg/cm2 para flexo-torção e de 1125 kg/cm2 para flexão, seguindo a norma ASME utilizando os seguintes coeficientes: – 1,5 para flexão e 1,0 para torção.

Definir dados de projeto é loucura, e se quebrar, de quem é a responsabilidade? Se for comprovado que o fabricante atendeu a ET do cliente, como fica?

Se o cliente quer ter garantia que o tambor irá operar bem, recomendo:

1 – Qualificar os fabricantes (engenharia, fabricação e assistência)

2 – Especificar itens de inspeção, tais como: grau de balanceamento, apenas que o tambor será balanceado, é a mesma coisa que NADA; testes nas soldas claramente definidas, alívio de tensões detalhado e etc.

3 – Definir a vida útil dos tambores, e não apenas os rolamentos

4 – Principalmente consultar o Especialista

Tambor – Dimensionamento da casca segundo Eng. Terry J King

Segue em anexo exemplo de cálculo da casca do tambor segundo o Eng. Terry J. King, é mais sofisticado que a fórmula do Manual FAÇO, considera o anel de contração deformando e gerando tensões na casca, o importante que o cálculo é aplicado para flange de mesma espessura, portanto, não se aplica a forma Turbina, T ou L, para essas construções será necessário encontrar uma espessura média, algo para os próximos post\’s

Figura 4

Todas as fórmulas estão colocadas nesse memorial, portanto, os engenheiros poderão aplicar de modo natural, já que os croquis mostram em detalhe as deformações de cada parcela, entretanto, é importante ao aplicar essas fórmulas, compreender bem para não utilizar de modo alienado.

Tambores – Acidente

Mais um tambor de transportador de correia colapsou, na região do , o que é mais impressionante, em uma grande mineradora no Brasil.

A quebra do tambor, provoca danos sérios no transportador, o tambor vira um estilingue, e destrói tudo que vem pela frente, o sistema de esticamento horizontal (carro esticador), acompanha a queda do contrapeso, e mais estrago no equipamento.

Gestores dessas empresas, alerto que o estrago é muito grande para adquirir projeto e fabricação de empresas sem know how, não compensa os danos gerados por uma quebra do tambor, além de até poder provocar mortes, que não foi o caso nesse acidente, graças a Deus.

Pesquisando o Google, fiquei impressionado com a quantidade de fabricantes de transportadores de correia no Brasil, e ainda mais fabricantes de tambores, qualquer empresa com caldeiraria e usinagem estão aptos na fabricação de tambores, infelizmente aos usuários, não é bem assim, há muita tecnologia na fabricação, e nem se fala em projeto, como já demonstrei nesse artigo.

Esse artigo alerta a necessidade dos usuários qualificar (ISO 9000) os fabricantes, importante frisar que tambor não é pastel, pagar mais com qualidade não é custo é um excelente investimento.

PADRONIZAÇÃO dos Tambores

Os riscos envolvidos no projeto do tambor só podem ser removidos pela aplicação de análise de elementos finitos. No entanto, isso é impraticável, devido a restrições de custo e tempo, a menos que uma gama padronizada de tambores seja projetada.

A padronização também resulta em uma série de outros benefícios:

• O custo dos tambores deve ser reduzido. Os fabricantes não terão que cobrir o custo de projetar tambores e produzir desenhos.

• O projeto de cada tambor é otimizado, com benefícios de custo direto.

• Os requisitos mínimos de garantia técnica e de qualidade podem ser prescritos para o fabricante dos tambores. Estes serão os mesmos para todos os fornecedores, resultando em equidade e adjudicação de propostas.

• Os fabricantes não estarão sob pressão para cortar custos de projetos para ganhar propostas.

• Garante que os tambores são projetados para um nível de integridade estrutural aceitável.

• Permite que o cliente elabore procedimentos específicos de garantia de qualidade de fabricação, que podem ser controlados.

• Permite a redução dos estoques devido à racionalização, padronização e minimização do número de tamanhos de tambores.

Tudo isso foi feito pela área técnica da Anglo American.

Será que as mineradoras brasileiras também não podem fazer?

FLANGE ou DISCO – CONSIDERAÇÕES

Já foi mencionado anteriormente os cálculos analíticos dos seguintes componentes:

1 – Eixo segundo o Manual FAÇO e CEMA 7 edição

2 – Casca segundo Eng. Terry J. King

Faltando as Flanges ou Discos, esse é o elemento mais complexo, irei considerar as seguintes literaturas: manual Faço, Casca e Placas do Timoshenko, Roark \’s Formulas for Strain and Stress, Eng. Terry J. King e Eng. B. E. Lloyd.

O que tem em comum é a utilização da fórmula de tensão de flexão definida pelo Timoshenko e Roark\’s, porém alerto que cada autor fez mudanças e essas poderão trazer problemas, como por exemplo Lloyd considera o alfa do Roark\’s o seu inverso, portanto, se o alfa tabelado de Roark\’s é 0,15 no Lloyd é 1/0,15 = 6,66. No King desconsiderar K5 que deveria ser o alfa, adote Roark \’s.

Manual Faço é interessante porque segue fielmente a tabela do Roark\’s e as fórmulas fazem parte dos demais artigos técnicos, portanto, é uma boa referência, para determinar a espessura mínima do disco, não entra no detalhe da solda e no tipo do disco, nesse caso recomendaria os artigos do Lloyd e do Alan Lill.

O gráfico mostra tensão de flexão x esp. disco.