reductor 2 (1)

INSTITUTO POLITECNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERIA MECANICA Y ELECTRICA UPA

REDUCTOR DE VELOCIDAD

INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA UPA

“REDUCTOR DE VELOCIDAD DE ENGRANES

HELICOIDALES”

TESIS PROFESIONAL. QUE PARA OBTENER EL TITULO DE INGENIERO MECÁNICO.

PRESENTA: C. DOMINGUEZ DIAS MARCO ANDRES. C. ROJANO SOLORIO HUGO SAMUEL C. TAPIA HERNANDEZ ADRIAN JOSEM

ASESORES: ING. JOSE CARLOS LEON FRANCO

M en C. RICARDO SANCHEZ MARTINEZ

MÉXICO, D.F. ENERO 2009

GRACIAS!!

A nuestros padres, como una muestra de nuestro cariño

y agradecimiento, por todo el amor y el apoyo brindado y

porque hoy vemos llegar a su fin una de las metas de

nuestra vida, les agradecemos la orientación que siempre

nos han otorgado.

A nuestros maestros y asesores que nos compartieron

sus conocimientos, vivencias y consejos que son de gran

valor para la vida profesional que nos espera.

Gracias a aquellas personas que encontramos en el

camino y que han sido una parte fundamental para

culminar esta fase de nuestra vida.




INDICE.

INTRODUCCION……………………………………………………………………………………………………. 1 OBJETIVO………………………………………………………………………………………………………………..4. JUSTIFICACION……………………………………………………………………………………………………… 4 1 CAPITULO 1: GENERALIDADES DE LOS REDUCTORES Y

MOTORREDUCTORES………………………………………………………………………………………5.

1.1. NECESIDADES DEL USUARIO………………………………………………………..……………..7 1.2. DETERMINACION DE LIMITACIONES………………………..................................................8

1.2.1 Instalación………………………………………………………………………….……….…… 8 1.2.2 Mantenimiento…………………………………………………………………….…….………9 1.2.3 Función……………………………………………………………………………….…..…………9

1.3 ESPECIFICACIONES DEL PROYECTO…………………………………………………………….10 1.3.1 Características de operación………………………………………………………….….10 1.3.2 Características del trabajo a realizar ………………………………………….…….10

1.4 ARBOL DE OBJETIVOS……………………………………………………………………….11 1.5 ESPECIFICACIONES DE UN REDUCTOR DE VELOCIDAD ……………..……..12

2 CAPITULO 2: GENERALIDADES Y DISEÑO DE ENGRANES

HELICOIDALES…………………………………………………………………………………........................13 2.1 VENTAJAS EN EL USO DE ENGRANAJES…………………....................................................13 2.2 DESVENTAJAS DE LOS ENGRANAJES HELICOIDALES…………………………………..13 2.3 EFICIENCIA………………………………………………………………………………..……………….13 2.4 LUBRICACIÓN……………………………………………………..........................................................14 2.5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO…………………………………………………………..……...14 2.6 DISEÑO DE ENGRANES…………….............................................................................................15

2.6.1 GEOMETRIA……………………………………………………………………………………….15 2.6.2 PRIMER TREN

2.6.2.1 Cálculo y diseño del eje piñón. (Piñón primario). ………………………15 2.6.2.2 Calculo y diseño del engrane. (Rueda primaria)……………………..…17 2.6.2.3 Calculo de fuerzas del piñón y el engrane (primer tren)…………...19.

2.6.3 DISEÑO DEL SEGUNDO TREN DE ENGRANES……………………………………23 2.6.3.1 Cálculo y diseño del eje piñón.(Piñón secundario)…………………..…23 2.6.3.2 Calculo y diseño del engrane. (Rueda Secundaria)………………….…23 2.6.3.3 Calculo de fuerzas del piñón y engrane (segundo tren)………….….25

2.7 CALCULO DE LA DUREZA NECESARIA……………………………………………………..…28 3 CAPITULO 3: CALCULO Y DISEÑO DE EJES

3.1 DISEÑO DEL EJE DE ENTRADA…………………………………………………………….……32 3.1.1 Diagrama de fuerzas plano vertical………………………………………………….34 3.1.2 Diagrama de fuerzas plano horizontal...……………………………………….…..35




3.1.3 Diseño por resistencia.……………………………………………………………………..36 3.1.4 Obtención de los diámetros en el eje. ………………………………………………….37

3.2 DISEÑO DEL EJE SECUNDARIO…………………………………………………………..………39

3.2.1 Diagrama de fuerzas plano vertical……………………………………………….….40 3.2.2 Diagrama de fuerzas plano horizontal………………………………………………41 3.2.3 Diseño por resistencia. ………………………………………………………………………42 3.2.4 Obtención de los Diámetros en el eje. …………………………………………………43

3.3 DISEÑO DEL EJE DE SALIDA……………………….………………………………………..…….46 3.3.1 Diagrama de fuerzas plano vertical……………………………………………….….47 3.3.2 Diagrama de fuerzas plano horizontal………………………………………….…..48 3.3.3 Diseño por resistencia………………………………………………………………….……49 3.3.4 Obtención de los diámetros en el eje. …………………………………………..……50

3.4 TABLA DE RESULTADOS DE EJES………………………………………………………………53 3.5 CHAFLANES EN LOS HOMBROS……………………………………………………………….54

3.5.1 Para el eje de entrada…………………………………………………………………….56 3.5.2 Para el eje secundario…………………………………………………………………....56 3.5.3 Para el eje de salida…………………………………………………………….………….57

3.6 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE RODAMIENTOS…………………………………………..….58 3.6.1 Rodamiento para el eje de entrada……………………………………………….…59 3.6.2 Rodamiento para el eje secundario……………………………………………………63 3.6.3 Rodamiento para el eje de salida………………………………………………….……66 3.6.4 Tabla de resultados…………………………………………………………………………...69

3.7 CUÑAS O CHAVETAS………………………………………………………………………………..…70 3.7.1 Calculo y selección de cuñas………………………………………………………………71. 3.7.2 El acoplamiento del eje de entrada………………………………………………..….72 3.7.3 En el segundo eje y la rueda primaria………………………………………….…..73 3.7.4 En la rueda secundaria y el eje de salida……………………………………….…75 3.7.5 El acoplamiento en el eje de salida……………………………………………..……77

3.8 ANILLOS DE RETENCIÓN………………………………………………………………….………78 3.9 SELECCIÓN DE RETENES……………………………………………………………………….…79

3.9.1 Selección para el eje de entrada………………………………………………………..79 3.9.2 Selección para el eje de salida……………………………………………………….….80

3.10 TABLA DE ELEMENTOS………………………………………………………………….81. 3.11 DIBUJO DE CONJUNTO ENSAMBLE PARA EL REDUCTOR……………..…82 3.12 DISEÑO CONCEPTUAL DE UN REDUCTOR DE VELOCIDAD………………83

4 CAPITULO 4: RESULTADOS

4.1 TABLA DE RESULTADOS ……………………………………………………………………….…85 4.2 COSTOS DE MATERIAL……………………………………………………………………………..86

5 CAPITULO 5: ANEXOS

5.1 CONCLUSIONES……………………………………………………………………………………..…88. 5.2 BIBLIOGRAFIA Y SOFTWARE UTILIZADO……………………………………………….…89 5.3 ANEXO “A”: TABLAS…………………………………………………………………………….……90 5.4 ANEXOS “C”: PLANOS DE LAS PARTES CONSTITUTIVAS……………………….…..95



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INTRODUCCION. El hombre a través de los años se ha valido de diferentes formas para realizar trabajos en su vida diaria, ello lo ha llevado desarrollar mecanismos que le faciliten el trabajo y así desarrollar su industria más rápidamente. Ahora bien, dentro de la industria existía y existe la necesidad de transmitir fuerza, potencia, además de disminuir o aumentar velocidad a ciertas maquinas o mecanismos, esta necesidad no a cambiado pero lo que si a cambiado son los requerimientos para satisfacerla debido a son mayores que en épocas pasadas. Así como se ha desarrollado también se tienen que desarrollar sus mecanismos y adaptarlos y modificarlos para que no exista un rezago en el desarrollo de la tecnología. Algo mas concreto de esto es la transmisión de movimiento, pero no solo movimiento es lo que se necesita, también fuerza, potencia y velocidad como antes ya se habían mencionado. La transmisión a la que a veces se le llama transmisión de potencia, desempeñe las funciones siguientes:

• Recibe la potencia de algún tipo de fuente giratoria, como el motor eléctrico, motor de combustión interna, turbina de gas, motor hidráulico o neumático, una turbina de vapor o agua o hasta de movimiento manual que hace el operador.

• En el caso típico, la transmisión causa algún cambio en la velocidad de rotación de los ejes que forman la transmisión, para que el eje de salida trabaje con más lentitud o mayor rapidez que el eje de entrada. Existe mayor cantidad de reductores de velocidad que de incrementadores de esta.

• Los elementos activos del accionamiento transmiten la potencia del eje de entrada al eje de salida.

• Cuando hay una reducción de velocidad, existe un incremento correspondiente en el par torsional transmitido. Por el contrario, un incremento de velocidad causa una reducción de par torsional en la salida, en comparación con la entrada al reductor.

Para cumplir con lo diferentes requerimientos o necesidades en una transmisión mecánica dentro de la industria existen diversos elementos de maquinas que se utilizan en forma típica en las transmisiones: transmisión por banda, transmisiones por cadenas, engranes, ejes, cojinetes, cuñas, acoplamientos, sellos y cajas para contener el conjunto de los elementos. Para la selección de cualquiera de ellas se deben conocer las características importantes de estos elementos así como sus métodos para analizarlos y diseñarlos. Para el fin al que nosotros queremos llegar, el cual es dar una reducción de velocidad necesitamos establecer que los elementos de máquinas deben ser compatibles, acoplarse bien entre sí y funcionar en forma segura y eficiente.



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Considerando el desempeño del elemento diseñado, también los elementos con que debe interactuar. De lo anterior se deduce la necesidad de ofrecer a las Industrias un aparato compacto, de fácil montaje y que tenga en si mismo resueltos todos los problemas de precisión de los soportes, de rigidez de los mismos, de fluidez en la lubricación, que soporte las cargas que se le aplicarán, tanto de operación como de transporte y que sirva para reducir las velocidades de suministro de la energía mecánica, de las del motor, que para la mayoría de las aplicaciones son elevadas, hasta las velocidades de aplicación que en muchos casos son muy lentas. Este producto es el Reductor de Velocidad. De acuerdo a el diseño de los elementos de máquina con un diseño mecánico mayor, para lograr la reducción de velocidad, Se decide diseñar un tren de doble reducción con engranes helicoidales Entonces se especifican dos engranes helicoidales, dos ejes piñón, un ejes, seis cojinetes y una caja, para contener los elementos individuales en relación mutua adecuada, como se ve en el dibujo de conjunto. Los elementos principales del reductor de velocidad son: 1. El eje de entrada (eje piñón) debe conectarse con la fuente de potencia, que es un motor de eléctrico cuyo eje de salida gira a 1750 rpm. Debe usarse un acoplamiento flexible para minimizar las dificultades de alineación. 2. El primer par de engranes, (eje piñón) y (rueda primaria), provoca una reducción de la velocidad en el eje intermedio (eje secundario), proporcional a la relación del número de dientes en los engranes. Se monta los engranes primario sobre el eje secundario, y ambos y giran a la misma velocidad. 3. Para conectar el cubo en el engrane y el eje sobre el cual está montado, se usa una cuña para transmitir el par de torsión entre engrane y eje. 4. El segundo par de engranes, eje piñón secundario y rueda secundaria, reduce más la velocidad del engrane secundario y del eje de salida, a un intervalo de 54 a 56 rpm. 5. El eje de salida debe tener un acoplamiento. 6. Dos rodamientos de bolas soportan a cada uno de los tres ejes, para que sean estática- mente determinados, y con ello permitir el análisis de fuerzas y esfuerzos mediante los principios normales de la mecánica. 7. Los rodamientos se contienen en una caja fijada. Observe la manera de sujetar cada rodamiento, de tal manera que el anillo interno gire con el eje, mientras que el anillo externo se mantiene estacionario.



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8. Se muestran sellos sobre los ejes de entrada y salida, para evitar que los contaminantes penetren a la caja. 9. Otras piezas de la caja se muestran en forma esquemática. En esta etapa del proceso de diseño, se sugieren los detalles de cómo se van a instalar, lubricar y alinear los elementos activos, para demostrar la factibilidad. Un proceso viable de armado sería el siguiente:

• Se inicia al colocar los engranes, cuñas, separadores y rodamientos en sus ejes respectivos. • A continuación se introduce el eje piñón de entrada en el asiento de rodamiento, en el lado izquierdo de la caja. • Se inserta el extremo izquierdo del eje secundario en su asiento de rodamiento, mientras se engranan al mismo tiempo los dientes de los engranes del primer tren. • Se instala el soporte central del rodamiento, para apoyar al rodamiento del lado derecho del eje de entrada. • Se instala el eje de salida, colocando su rodamiento izquierdo en el asiento del soporte central de rodamiento, mientras se engranan los engranes segundo tren de engranes. • Se instala la tapa del lado derecho de la caja, mientras se colocan los dos rodamientos finales en sus asientos. • Se asegura con cuidado el alineamiento de los ejes. • Se pone lubricante para engranes en la parte inferior de la caja.

Dentro de este trabajo realizado se analiza una situación real de una necesidad que se presenta dentro de una empresa alimenticia que trabaja con un mecanismo diferente a un reductor de velocidad como medio para trasladar su mercancía. Se plantea una forma más eficiente y limpia para que la empresa pueda seguir trasladando su mercancía, pero sin poner en riesgo la calidad de su producto. Se desarrollaran todos los puntos necesarios para poder hacer de este proyecto un mecanismo que garantice el funcionamiento del mismo de una forma eficiente. La nueva gama de sistemas de transmisión de potencia que llegan a ocupar algunas empresas para la disminución de velocidad son en ocasiones demasiado grandes lo que hacen que este ocupe un espacio muy considerable. Por ello los conocimientos que a continuación se expresan son a la vez teóricos y prácticos, condición siempre muy favorable, cuando es requerida la información por el estudiante. Todo esto con la finalidad de lograr la solución real de un problema presentado en una empresa al querer transportar su materia prima (alimento). Para poder darle solución al problema se analizan algunas alternativas, ya que se desea que la solución sea la mas optima y real posible y que por supuesto este dentro del alcance de la empresa.



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REDUCTOR DE VELOCIDAD Mecanismo que nos permite reducir la velocidad de salida de un motor eléctrico y a la vez aumentar el par torsor; según las necesidades del cliente. (Potencia, relación de velocidad y factor de servicio) OBJETIVO: Decidir las funciones detalladas y los requisitos para diseñar un reductor de velocidad, seguro y durable que pueda reducir los costos de fabricación de maquinaria y accesorios que necesiten de ciertas características específicas. (Potencia relación de velocidad y factor de servicio). Determinando el diseño de cada elemento con detalle. Trazando además dibujos de conjunto y de detalles para comunicar el diseño a otros que lo puedan consultar. JUSTIFICACIÓN:

En todo tipo de industria siempre se requiere de equipos, cuya función es variar las r.p.m. de entrada, que por lo general son mayores de 1200, entregando a la salida un menor número de r.p.m., sin sacrificar de manera notoria la potencia. Esto se logra por medio de los reductores y motorreductores de velocidad.



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CAPITULO 1

GENERALIDADES DE LOS REDUCTORES Y MOTORREDUCTORES

Los Reductores ó Motorreductores son apropiados para el accionamiento de toda clase de máquinas y aparatos de uso industrial, como por ejemplo: hornos rotatorios, sistemas de agitación, bombas, compresores, elevadores, grúas, lavadoras, maquinas herramientas, transportadores etc. Que necesitan reducir su velocidad en una forma segura y eficiente. Por esta razón, se necesita un mecanismo que nos reduzca la velocidad y nos aumente el par de torsión, este debe ser en una reducida área de trabajo, ya que muchas veces una transmisión de potencia por medio de bandas o cadenas es muy estorbosa y además peligrosa

Las transmisiones de fuerza por bandas, cadena o trenes de engranajes que aún se usan para la reducción de velocidad presentan ciertos inconvenientes. Por ejemplo algunas maquinas pueden reducir su velocidad haciendo uso de poleas y bandas, en relaciones de 2:1 hasta 5:1 aunque este método tiene la desventaja de que puede haber deslizamiento entre poleas y banda por lo cual la transmisión de potencia no es uniforme.

Otro método para variar la velocidad es mediante un variador de frecuencia. Algunos variadores proporcionan un par constante y otros presentan una perdida de par. El uso de variadores de frecuencia tiene un rango limitado, ubicándose entre un 40% y un 50% de la velocidad del motor. Posteriormente se tienen problemas de ventilación en el mismo.

Al emplear reductores o motorreductores se obtiene una serie de beneficios sobre estas otras formas de reducción. Algunos de estos beneficios son:

• Una regularidad perfecta tanto en la velocidad como en la potencia transmitida.

• Una mayor eficiencia en la transmisión de la potencia suministrada por el motor.

• Mayor seguridad en la transmisión, reduciendo los costos en el mantenimiento.

• Menor espacio requerido y mayor rigidez en el montaje. • Menor tiempo requerido para su instalación. • Un gran numero de relaciones de velocidad, lo cual nos da una gran gama

de velocidades de salida • Un incremento del par torsional, en cual es proporcional a la perdida de

velocidad, esto no se puede hacer con un variador de frecuencia.



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Los motorreductores se suministran normalmente acoplando a la unidad reductora un motor eléctrico normalizado asincrónico tipo jaula de ardilla, totalmente cerrado y refrigerado por ventilador para conectar a redes trifásicas de 220/440 voltios y 60 Hz.

Para proteger eléctricamente el motor es indispensable colocar en la instalación de todo Motorreductor un guarda motor que limite la intensidad y un relé térmico de sobrecarga. Los valores de las corrientes nominales están grabados en las placas de identificación del motor.

Normalmente los motores empleados responden a la clase de protección IP-44 (Según DIN 40050). Bajo pedido se puede mejorar la clase de protección en los motores y unidades de reducción, al seleccionar un reductor debemos tomar en cuenta los siguientes punto

1. Características de operación

• Potencia (HP tanto de entrada como de salida) • Velocidad (RPM de entrada como de salida) • Torque (par) máximo a la salida en kg-m. • Relación de reducción (I).

2. Características del trabajo a realizar

• Tipo de máquina motriz (motor eléctrico, a gasolina, etc.) • Tipo de acople entre máquina motriz y reductor. • Tipo de carga uniforme, con choque, continua, discontinua etc. • Duración de servicio horas/día. • Arranques por hora, inversión de marcha.

3. Condiciones del ambiente

• Humedad • Temperatura

4. Ejecución del equipo

• Ejes a 180º, ó, 90º. • Eje de salida horizontal, vertical, etc.



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1.1 NECESIDADES DEL USUARIO

LASTUR S.A. DE C.V. es una empresa dedicada a la fabricación de harinas mezcladas, mantequillas, margarinas y bases para la repostería. Ubicada en Calle 4 No. 181 A Col Granjas San Antonio, tiene el problema de alimentar la mezcladora ubicada a 10 m de altura con los diferentes componentes necesarios para su producto, tales como azúcar y harina, lo cuales son subidos por medio de un elevador de carga con una capacidad de 800 Kg. de carga útil, el sistema de elevación con el que cuentan tiene el problema de que es muy ruidoso e ineficiente, además de que por ser una empresa alimenticia necesita de un alto grado de limpieza y el sistema de elevación es un polipasto con cadenas, como el sistema necesita estar en lubricación, hay ocasiones en las que el lubricante chorrea y puede llegar a contaminar el producto, por esta razón optaron por seleccionar un mecanismo capaz de elevar el peso necesario para satisfacer la necesidad de alimentar el mezclador. Datos del elevador:

• Capacidad máxima de carga: 1500kg • Peso de la canastilla: 20 Kg. • Altura: 10 m. • Tiempo de ascenso: 4 minutos • Transporta harina y otros componentes

Con estos datos determinaremos los factores que intervendrán en la selección y cálculo del reductor.

Figura 1. Canastilla



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1.2 DETERMINACIÓN DE LAS LIMITACIONES

Las limitaciones dentro de la planta se mencionan a continuación:

• Espacio disponible para el acoplamiento del mecanismo de reducción de velocidad, por esta razón no podemos utilizar una transmisión de bandas o bien de cadenas.

• Alto grado de higiene que se debe tener dentro de la zona de mezclado, por lo cual no se pueden utilizar sistemas que pudieran en algún momento contaminar el ambiente.

• La dificultad de ensamble, ya que a la altura que se encuentra el acoplamiento de la canastilla con el sistema de elevación es de difícil acceso.

Los reductores por ser un mecanismo de transmisión de potencia tiene ciertas exigencias que de no ser llevadas a cabo pueden transformarse en limitaciones que a su vez pueden traer muchos problemas al usuario. Algunas de esas exigencias las enunciaremos a continuación:

1.2.1 INSTALACION: Para un buen funcionamiento de las unidades de reducción es indispensable tener en cuenta las siguientes recomendaciones: Las unidades deben montarse sobre bases firmes para eliminar vibraciones y des alineamientos en los ejes. Si la transmisión de la unidad a la máquina es por acople directo entre ejes, es indispensable garantizar una perfecta alineación y centrado. Si la transmisión se hace por cadenas o correas, la tensión dada a estos elementos debe ser recomendada por el fabricante, previas una alineación entre los piñones o poleas. Las unidades de acoplamiento deben montarse cuidadosamente sobre los ejes para no dañar los rodamientos y lo más cercanas a la carcasa para evitar cargas de flexión sobre los ejes. Antes de poner en marcha los Motorreductores, es necesario verificar que la conexión del motor sea la adecuada para la tensión de la red eléctrica.



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1.2.2 MANTENIMIENTO:

Los engranajes, casquillos y rodamientos de los reductores y motorreductores están lubricados habitualmente por inmersión o impregnados en la grasa lubricante alojada en la carcasa principal. Por lo tanto, el Mantenimiento pasa por revisar el nivel de aceite antes de la puesta en marcha. La carcasa tendrá visibles los tapones de llenado, nivel y drenaje del lubricante, que deben estar bien sellados. Debe mantenerse especialmente limpio el orificio de ventilación; también debe respetarse el tipo de lubricante recomendado por el fabricante, que suele ser el más adecuado a su velocidad, potencia y materiales constructivos.

Según el tipo del reductor, se suele recomendar una puesta en marcha progresiva, en cuanto a la carga de trabajo, con unas 50 horas hasta llegar al 100%. Asimismo, es muy recomendable el sustituir el aceite la primera vez tras 200 horas de trabajo, pudiendo incluso el decidir en ese momento un "lavado" del Reductor. A partir de ese momento, los cambios del lubricante deberán hacerse SIEMPRE de acuerdo con las recomendaciones del fabricante, siendo plazos habituales cambios cada 2.000 horas de trabajo.

En caso de disponer de Reductores de repuesto, estos deben permanecer completamente llenos del lubricante recomendado, para prevenir la oxidación de los elementos internos, así como protegidos los acoplamientos. Es importante "marcar" en el mismo Reductor la necesidad de vaciar el lubricante sobrante ANTES de ser puesto en servicio.

1.2.3 FUNCIONES

Como se comento anteriormente en forma general Los Reductores son apropiados para el accionamiento de toda clase de máquinas y aparatos de uso industrial, como en este caso hablaremos de un elevador de carga que necesita reducir su velocidad en una forma segura y eficiente además de que nos aumente el par de torsión y este debe ser en una reducida área de trabajo. Un sistema de elevación de carga necesita de un par torsor alto para poder desempeñar su función, y además de que por la magnitud del peso a levantar no se puede hacer de una manera rápida.

1. Recibir potencia del motor eléctrico a través de un eje giratorio. 2. Transmitir la potencia mediante los elementos de máquina que reducen la velocidad de giro hasta un valor adecuado. 3. Entregar la potencia, con velocidad menor, a un eje que la reciba y que en último termino accione efectuando trabajo



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1.3 ESPECIFICACIONES DEL PROYECTO En esta parte se aclaran las especificaciones del Reductor de Velocidad a las cuales va estar trabajando, sirven para dar un margen o un rango para que el equipo no sea trabajado en condiciones muy diferentes a estas y por consecuencia el equipo tenga una mayor vida de trabajo y se desempeñe lo mejor posible dentro del campo Industrial y por lo tanto genere más ganancias para quien o quienes lo estén ocupando. Las Especificaciones son las siguientes:

• Potencia a Transmitir = 2 Hp • Velocidad de Entrada = 1750 rpm aproximadamente • Velocidad de Salida = 56 rpm • Relación de Velocidad = 6.2 • Factor de Servicio = 2 • Maquina Accionada = Elevador de Carga Uniforme (Montacargas),

Choques medianos, masas medianas (K=1.25) • Arranques por hora = 10 (k=1.25) • Horas funcionando al día = 12 horas (k=1.5) • Es conveniente tener una eficiencia mecánica mayor de 95%. • Los ejes de entrada y salida deben estar alineados. • El reductor debe asegurarse al armazón rígido, de acero. • Es preferible que el tamaño sea pequeño. • En los ejes de entrada y salida se usarán acoplamientos flexibles, para evitar que se transmitan cargas axiales y de flexión al reductor. • Es muy importante que el costo sea moderado, para tener ventas buenas. • . Deben observarse todas las normas de seguridad gubernamentales y de la industria.

1.3.1 Características de operación

• Potencia (HP tanto de entrada como de salida) • Velocidad (RPM de entrada como de salida) • Torque (par) máximo a la salida en lb-pul. • Relación de reducción (I).

1.3.2 Características del trabajo a realizar

• Tipo de máquina motriz (motor eléctrico, a gasolina, etc.) • Tipo de acople entre máquina motriz y reductor. • Tipo de carga uniforme, con choque, continua, discontinua etc. • Duración de servicio horas/día. • Arranques por hora, inversión de marcha.



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1.4 ARBOL DE OBJETIVOS

ADAPTABLE

ESTABLE

SUPERFICIE PLANA

SEGURIDAD

ENGRANES

ALTA

RESISTENCIA

EJES

RODAMIENTO


UTIL SEGÚN

APLICACIONES

EFICIENTE

BARATO

VENDIBLE

CALIDAD

DURABLE FACIL

MANTENIMIENTO

TAMAÑO SEGÚN

APLICACIÓN



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1.5 ESPECIFICACIONES PARA UN REDUCTOR DE VELOCIDAD

Según recomendaciones generales de la Asociación Americana de Fabricantes de Engranes (AGMA), las partes anteriores deberán llenar los siguientes requisitos:

1.-La caja deberá diseñarse de manera de presentar suficiente rigidez para soportar los esfuerzos y cargas dinámicas resultante de la operación del reductor y de mantener los baleros y flechas en posición adecuada para el correcto funcionamiento de los engranes.

2.-Los dientes de los engranes helicoidales, El material deberá ser generalmente acero con determinadas características para trasmitir la potencia de diseño.

La capacidad de transmisión de potencia deberá calcularse:

1) Por desgaste de la superficie (durabilidad) 2) Por resistencia a la ruptura.

Se puede usar cualquier proporción entre la longitud de cara y la distancia entre centros, siempre y cuando no se produzca una concentración de esfuerzos por la deflexión causada por la aplicación de la carga.

3. Las flechas deberán diseñarse para resistir todos los esfuerzos de torsión, de tensión y compresión o flexión resultante de las fuerzas dinámicas generadas de la transmisión de la carga por los engranes. No deberán ser muy largas para prevenir la flexión de las mismas, lo que causaría el desacople de los engranes. Se deberá considerarse en las flechas de entrada y salida los esfuerzos producidos por la aplicación y la toma de carga,

4.-los baleros deberán estar de acuerdo con las cargas y velocidades recomen dadas por los diferentes fabricantes y deberán estar lo más próximo posible e los engranes para prevenir la flexión de las flechas.

5.-los sellos de aceite deberán estar colocados de tal manera de prevenir las fugas de aceite e impedir la entrada de cualquier material extraña que pueda causar el deterioro de los engranes. 6.-los esfuerzos en las tuercas y tornillos deberán controlarse de manera a no exceder el de trabajo del material de que están fabricados y que puedan dar cierre hermético de la caja y resistan además las cargas dinámicas. 7.-Las cuñas deberán ser de tales dimensiones de resistir el esfuerzo de corte desarrollado entre flecha y engrane y estar suficientemente ajustada para que no exista juego entre estas dos piezas.



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CAPITULO 2

GENERALIDADES Y DISEÑO DE ENGRANES HELICOIDALES

Los engranes helicoidales se emplean para transmitir movimiento o fuerzas entre ejes paralelos, pueden ser considerados como compuesto por un numero infinito de engranajes rectos de pequeño espesor escalonado, el resultado será que cada diente está inclinado a lo largo de la cara como una hélice cilíndrica. Los engranajes helicoidales acoplados deben tener el mismo ángulo de la hélice, pero el uno en sentido contrario al otro (Un piñón derecho engrana con una rueda izquierda y viceversa). Como resultado del ángulo de la hélice existe un empuje axial además de la carga, transmitiéndose ambas fuerzas a los apoyos del engrane helicoidal. Para una operación suave un extremo del diente debe estar adelantado a una distancia mayor del paso circular, con respecto al a otro extremo. Un traslape recomendable es 2, pero 1.1 es un mínimo razonable (relación de contacto). Como resultado tenemos que los engranajes helicoidales operan mucho más suave y silenciosamente que los engranajes rectos.

2.1 VENTAJAS DEL USO DE ENGRANES • Los engranajes helicoidales pueden ser utilizados en una gran caridad de

aplicaciones, ya que pueden ser montados tanto en ejes paralelos como en los que no lo son.

• Presentan un comportamiento más silencioso que el de los dientes rectos usándolos entre ejes paralelos.

• Poseen una mayor relación de contacto debido al efecto de traslape de los dientes.

• Pueden transmitir mayores cargas a mayores velocidades debido al embonado gradual que poseen.

2.2 DESVENTAJAS DE LOS ENGRANES HELICOIDALES

La principal desventaja de utilizar este tipo de engranaje, es la fuerza axial que este produce, para contrarrestar esta reacción se tiene que colocar una chumacera que soporte axialmente y transversalmente al árbol.

2.3 EFICIENCIA Las eficiencias de los engranajes, con las pérdidas de potencia consiguientes, originan fuertes variaciones entre la fuerza verdadera suministrada y la carga que se transmite. Las perdidas en cuestión pueden variar, desde 0.5% hasta 80% por engrana miento, lo que depende de los tipos de los engranajes, sistema de lubricación, chumaceras y el grado de precisión de manufactura. Se considera que



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un engranaje con eficiencia menor del 50% es de diseño defectuoso o que esta incorrectamente aplicado. En engranajes helicoidales externos la eficiencia varía desde 97% a 99.5%

2.4 LUBRICACION

Todo los engranes sin importar tipos ni materiales tendrán mayores probabilidades de una larga vida útil si se les lubrica en forma adecuada. La lubricación de los engranajes es un requisito básico del diseño tan importante como la resistencia o la durabilidad superficial de los dientes de los engranajes. Sistemas y métodos para lubricación de engranajes, los métodos utilizados para la lubricación de los dientes de los engranajes varían con el tipo d engranaje, la velocidad (en la línea primitiva), el acabado superficial, la dureza y la combinación de materiales. Uno de los métodos de lubricación es el de paletas o brochas, el cual se utiliza exclusivamente en engranajes de muy baja velocidad y de paso muy grande, otro método utilizado mayormente en cajas reductoras es por chapoteo; los juegos de engranes de alta velocidad son los mas difíciles de lubricar eficientemente ya que no es fácil sumergir los engranes en el aceite. Los siguientes métodos son:

• Lubricación a presión por medio de: bomba para aceite autoconcentido, bomba

motorizada independiente, sistema centralizado de lubricación a presión. • Atomización, llamado también lubricación por niebla, se utiliza para

velocidades muy altas o donde la acumulación de lubricante sea intolerable.

2.5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO

• Mantener las estructuras de soporte de las chumaceras de los engranajes tan cerca como sea posible, pero dejando espacio libre necesario para aplicar la lubricación y ejecutar los ajustes necesarios. De esta forma se eliminan los momentos grandes, reduciendo los problemas de vibración.

• Los engranajes deben poseer una carcasa protectora a fin de evitar, por ejemplo, los problemas debidos al clima, a la zona de trabajo, la manipulación del equipo, etc. Este tipo de carcasa debe tener una abertura la cual facilite la revisión de la superficie de los dientes sin necesidad de desmontar todo el conjunto, también debe poseer una zona especial donde debe alojar el lubricante para el engranaje.



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2.6 DISEÑO DE ENGRANES

2.6.1 GEOMETRIA,

Figura 3. Geometría de un engrane helicoidal

2.6.2 PRIMER TREN DE ENGRANES 2.6.2.1 CÁLCULO Y DISEÑO DEL EJE PIÑON (PIÑON PRIMARIO)

De acuerdo a la norma AGMA cálculos para el eje piñón Relación de velocidad: 6.2Rv =

Angulo de presión: o15ψ =

Paso diametral: 20Pnd = Diámetro de paso:

( ) ( )19.318P

19.3181520cosψcosPP

d

ndd

=

===

Para Np=19 Dientes Diámetro de paso del piñón

0.984pulgD

0.984pulg19.318

19PN

D

p

dp

=

===



16

0.05pula

0.05pul20

1

Pn

1a

Addendum.

=

===

0.0578pulb

0.0578pul20

1.157

Pn

1.157b

Dedendum

=

===

0.1083th

20

2.167

np

2.167th

=

==

Paso axial

0.6069pulgP

0.6069pulg519.318tan1

π

tand

P

πP

x

x

=

===

Ancho de cara

( )

1.5pulF

1.153pulgF

1.153pulg0.606922PF x

=

===

NOTA: Se toma la dimensión de 2 pul. para asegurara la acción helicoidal entre los dos engranes



17

2.6.2.2 DISEÑO DEL PRIMER ENGRANE (RUEDA PRIMARIA)

DETERMINANDO LA GEOMETRIA DEL ENGRANE HELICOIDAL PRIMERA RUEDA.

Relación de velocidad=6.2 Angulo de presión. 015=ψ

Paso diametral 20Pnd = Paso diametral normal

( ) ( )19.318dP

19.3181520cosψcosndPdP

=

===

0.0578pulb

0.0578pul20

1.157

Pn

1.157b

Dedendum

0.05pul20

1

Pn

1a

Addendum.

=

===

===

0.1078th

20

2.167

np

2.167th

=

==

Diámetro del engrane

( ) ( )( )6.101pulgD

6.101pulg0.9846.2D6.2D

G

pG

=

===

Para Np=118 Dientes Paso axial

0.6069pulgP

0.6069pulg519.318tan1

π

tandP

πP

x

x

=

===

Ancho de cara

( )

1.5pulF

1.153pulgF

1.153pulg0.606922PF x

=

===



18

Se toma la dimensión de 1.5 pul. Para asegurara la acción helicoidal entre los dos engranes Distancia entre centros

3.578pulgC

3.578pulg2

1.185)(5.972

2

)D(DC

2

p2G22

=

=+

=+

=

TABLA DE RESULTADOS PRIMER TREN DE ENGRANES

PIÑON RUEDA PRIMARIA

Numero de dientes 19 118

Paso diametral 20 pulg 20 pulg

Angulo de presiónDiámetro de paso .984 pulg 6.101

Paso diametral 19.318 pulg 19.318

Addendum 0.051 pulg 0.051pulg

Dedendum 0.057 pulg 0.057 pulg

Relación de velocidad 6.2 6.2

Ancho de cara 2 pulg 1.5 pulg

Angulo de Helice

Hélice Derecha Izquierdo

020

015015

020



19

2.6.2.3 CALCULO DE LAS FUERZAS DE PIÑON Y ENGRANE (PRIMERTREN) ANALISIS DE FUERZAS

La fuerza resultante que actúa sobre el engranaje es considerada como aplicada sobre la cara del diente de la siguiente manera Datos: Potencia= 2HP n=1750 RPM

Par torsional

=

n

Hp63025T

pulg72lbT

pulg72lb1750

263025T

−=

−==

De acuerdo a un diagrama de fuerzas actuantes se descomponen sobre las direcciones radial, tangencial y axial para su mejor entendimiento. Carga tangencial

146lbW

146lb0.492

72

r

TW

t

t

=

===

Carga radial

55lbW

55lb(sec15)146(tan20))(secψ((tanWW

r

tr

=

=== ϕ

Carga axial

39bW

39lb146(tan15))(tanWW

a

ta

=

=== ϕ



20

Las fuerzas sobre el eje tenemos;

Considerando el eje simétrico, se puede deducir que en cada rodamiento se ejercerán en la mitad de las fuerzas generadas o concentradas en el piñón Por lo que tenemos.

27.5lb2

55W

73lb2

1462

W

r

t

==

==

Determinando la carga resultante

( ) ( )78lbW

78lb27.573W

R

22R

=

=+=

Las fuerzas que actúan en el rodamiento Fuerza radial

354.5NW

354.5N35.4Kg78lbW

R

R

=

===

117NW

117N17.7Kg39lbW

axial Fuerza

a

a

=

===

Haciendo una consideración



21

La fuerza axial Fa genera un par en el eje por lo tanto:

33.7140.063

2.124

2.1242

0.024177

2

PxFa

=

==

Se va a tomar el mas critico, por lo tanto se le agrega al rodamiento.

27.52

39

2rW

89.82lb2

179.7

2

33.7146

2

33.7tW

==

==+

=+

( ) ( )426.08NW

426.08N93.93lb227.5289.82W

R

R

=

==+=

∴

Por lo tanto

RF =426.08 N Fa=177.2



22

PARA EL PRIMER TREN DE ENGRANES

CALCULO DE PAR TORSIONAL Y RPM Pot= 2HP n.=1750 rpm

RPM 282.25pn

RPM 282.256.2

1750RPMpn

=

==

Par torsional

=

n

Hp63025T

pulg446.577lbT

pulg446.577lb282.25

263025T

−=

−==

Fuerza del engrane del primer tren. Carga tangencial

146.418lbtW

146.418lb3.05

446.577

r

TtW

=

===

Carga radial

55.15lbrW

20sec15146.418tansecψntantWrW

=

== ϕ

Carga Axial

39.233lbW

15146.418tantanψaWW

a

ta

=

==



23

2.6.3 GEOMETRÍA CÁLCULO Y DISEÑO DEL PIÑON SEGUNDO TREN:

2.6.3.1 CÁLCULO Y DISEÑO DEL EJE PIÑON

5.04m

5.0456

282.25m

G2

G2

≅

==

Angulo de presión 20°=ϕ

Angulo de hélice Propuestos 10°=ψ

Paso diametral 18Pnd =

Numero de dientes. dientes 21p2N =

Paso diametral lineal ( ) ( )

17.72d2P

17.721018coscosndPd2P ψ

=

===

2.6.3.2 CALCULO Y DISEÑO DEL ENGRANE

Calcula el número de dientes en el engrane:

( )( ) ( )( )

107N

107107.1N

107.15.0421mNN

G2

G2

G2p2G2

=

==

===

Para Np=21 Dientes

1.185pulgD

1.185pulg17.72

21P

ND

p2

d2

p2p2

=

===

Diámetro del engrane

( ) ( )( )5.972pulgD

6.04pulg1.1855.04DmD

G2

pG2G2

=

===

Distancia entre centros



24

3.578pulgC

3.578pulg2

1.185)(5.972

2

)D(DC

2

p2G22

=

=+

=+

=

Paso axial

1.005pulgP

1.005pulg17.72tan10

π

tanPπ

P

x

0d2

x2

=

===ϕ

Ahora calculamos el ancho nominal de la cara que se recomienda el doble del paso axial para asegurar la acción helicoidal.

( )2.010pulgF

2.010pulg1.00522PF

2

2x2

=

===

NOTA: Se toma la dimensión de 3 pul. Para asegurara la acción helicoidal entre los dos engranes TABLA DE RESULTADOS SEGUNDO TREN DE ENGRANES

PIÑON RUEDA PRIMARIA

Numero de dientes 21 118

Paso diametral 18 pulg 18 pulg

Angulo de presiónDiámetro de paso 1.071 pulg 5.972

Paso diametral 17.72 pulg 17.72

Addendum 0.055 pulg 0.055 pulgDedendum 0.064 pulg 0.064 pulgRelación de velocidad 5.04 5.04

Ancho de cara 2 pulg 1.5 pulg

Angulo de Helice

020

010

020

010



25

2.6.3.3 CALCULO DE LAS FUERZAS DEL PIÑÓN Y ENGRANE (SEGUNDO TREN)

Pot= 2HP n.=1750 rpm

RPM 282.25n

RPM 282.256.2

RPM 1750n

p

p

=

==

Par torsional

pulg446.577lbT

pulg446.577lb282.25

263025T

−=

−==

LAS FUERZAS QUE ACTUAN Carga tangencial

754.373lbW

754.373lb0.592

446.577rT

W

t

t

=

===

Carga radial

278.804lbW

20sec10754.373tansecψtanφWW

r

ntr

=

==

Carga axial

133.016lbW

10754.373tantanψaWW

a

ta

=

==



26

PARA EL ENGRANE SEGUNDO TREN. De acuerdo a los datos anteriores se procede al calculo del siguiente tren de engrane Pot= 2HP

dientes 107N

dientes 21N

17.72p

18p

10ψ

5.04m

G2

p2

d2

nd

0

G2

=

=

=

=

=

=

pulg 2.010F

pulg 1.005P

pulg 5.972D

pulg 1.185D

x

x

G2

p2

=

=

=

=

n.=282.25 RPM

Numero de revoluciones para el eje de salida.

RPM 56.0015.04

282.25n

G2==

Par torsional

=

n

Hp63025T

pulg2250.89lbT

pulg2250.89lb55.343

263025T

=

==

Las cargas que actúan en el engrane del segundo tren Cargas tangencial

753.81lbW

753.81lb2.986

2250.89rT

W

t

t

=

===

Carga radial

278..59lbrW

0sec10753.81tan2rW

secψtantWrW

=

=

= ϕ

Carga axial



27

132.91lbaW

0753.89tan1aW

tantWaW

=

=

= ϕ



28

2.7 CALCULO DE LA DUREZA NECESARIA Usando tablas ANEXO A. Para engranes helicoidales:

2H

2L

2

p

ac

m

v21p

ac CCC

SI

CF

126000

CdnP ××

××

=

Determinando variables: Factor dinámico de la durabilidad:

0.78vC

45178

78vC

451rpmv

0.98417500.262v

dpn0.262v pero v78

78vC

=

+=

=

××=

××=+

=

Geometría del factor de durabilidad:

0.202I

16.26.2

0.235I

1RVRV

0.235I

=

+=

+=

Sustituyendo datos: para

2

p

ac

C

S

de 2950

PIÑON 310 BHN ENGRANE 270 BHN



29

( )

6.010acP

212129500.2021.3

1.250126000

0.7820.9841750

acP

2HC2

LC

2

pCacS

ImCF

126000vC2

1dpn

acP

=

××××

××=

××

××

=


2

p

ac

C

S

de 2560

SE TOMA COMO REFERENCIA ESTA OPCION COMPARANDOLA CON LAS DEMAS PIÑON 285 BHN ENGRANE 245 BHN

( )

5.2156acP

212125600.2021.3

1.250

126000

0.7820.9841750acP

2HC2

LC

2

pCacS

ImC

F

126000

vC21dpn

acP

=

××××××

=

××××=


2

p

ac

C

S

de 1750



30

PIÑON 210 BHN ENGRANE 180 BHN

( )

3.565acP

212117500.2021.3

1.250

126000

0.7820.9841750acP

2HC2

LC

2

pCacS

ImC

F

126000

vC21dpn

acP

=

××××××

=

××××=

Para el segundo tren se cambian algunos de los valores correspondientes al piñón del tren, se tienen: Determinando variables: Factor dinámico de la durabilidad:

0.8928vC

87.6378

78vC

87.63rpmv

1.1.185282.250.262v

dpn0.262v pero v78

78vC

=

+=

=

××=

××=+

=

Geometría del factor de durabilidad:

0.195I

15.04

5.040.235I

1razon

razon0.235I

=

+=

+=

Para 1750 de

2

pCacS



31

( )

1.482acP

212117500.1951.3

2.010

126000

0.892821.185282.25acP

2HC2

LC

2

pCacS

ImC

F

126000

vC21dpn

acP

=

××××××

=

××××=

Para 2560 de

2

p

ac

C

S

( )

2.168acP

212125600.1951.3

2.010

126000

0.892821.185282.25acP

2HC2

LC

2

pCacS

ImC

F

126000

vC21dpn

acP

=

××××××

=

××××=



32

CAPITULO 3

CÁLCULO Y DISEÑO DE EJES

Para los cálculos del eje se dibuja un diagrama de cuerpo libre donde se ven las cargas aplicadas y la ubicación de los rodamientos Analizando el eje de entrada así como las fuerzas que actúan.

3.1 DISEÑO DEL EJE DE ENTRADA

Las Fuerzas que actúan Tangencial N 649.408 lb 146 w t ==

Radial N 244.64 lb 55 w r ==

Axial N 173.472 lb 39wa ==

20.156N0.105

2.1684=

Momento efectuado en el eje primario.

m-N 2.16842

0.025173.472

2DFa p =

=

Fuerzas en rodamientos en la parte derecha



33

lb 73W

lb 73N 324.7092

649.4082

W

tD

ttD

w

=

====

76.502lbW

lb 76.531 340.281N2101.7592324.7062W2WW

22.877lbW

22.877lbN 101.75920.5612

244.6420.561

2wrW

RD

rDtDRD

rD

rD

=

==+=+=

=

==−=−=

Fuerzas en Rodamientos en la parte Izquierda

79.756lbW

lb 79.756 354.755N2142.8812324.7092W2WW

32.123lbW

lb 32.123N 142.88120.5612

244.6420.561

2wrW

lb 73tIW

lb 73N 324.7092

649.4082wt

tIW

RI

DrDtRI

rI

rI

=

==+=+=

=

==+=+=

=

====



34

3.1.1 PARA EJE DE ENTRADA PLANO VERTICAL



35

3.1.2 PLANO HORIZONTAL



36

3.1.3 DISEÑO POR RESISTENCIA DATOS DEL MATERIAL Selección de material y resistencia de diseño, se desea usar para esta aplicación un acero AISI 8620 S0QT 300 FO

FLUENCIA DEA RESISTENCI MPa 1030 ksi 199 Sy

TENSION DEA RESISTENCI MPa 1300 ksi 188Su

==

==

Factores que modifican la resistencia a la fatiga o el límite de resistencia ala fatiga

• Factor de carga: 1kc =

• Factor de superficie: 0.9k s =

• Factor de tamaño: 1k τ = • Factor de temperatura: 1k T = • Factor de confiabilidad: 0.7k r =

Determinando el límite de resistencia.

´SekkkkkSe

2SeS

Trτsc

U

=

=′

MPa 409.5 ksi 59.22 7)1(94)1(0.9)1(0. kSe´ Se ==== El par torsional sobre el eje de entrada es: este valor actúa desde el acoplamiento en el extremo izquierdo del eje hasta el piñón donde la potencia se entrega al pilón por medio de la cuña, y después al engrane acoplado. El Par Torsor

m-N 8.136 pulg-lb 72 = Se empleara un factor de diseño N=2.



37

3.1.4 OBTENCION DE DIÁMETROS EN EL EJE DE ENTRADA PUNTO A: Se monta el rodamiento de la izquierda en el punto A considerando que hay par torsor y que no hay momento. Aplicando la formula de ASME Para determinar el Diámetro en el punto “A” aplicamos la fórmula de ASME. Considerando que no existe momento.

1/3

SyT

43

SeKtM

π

32ND

22

+

=

0.005m1030x10

8.13643

π

32(2)D

1/3

6A =

×=

pulg 0.196 5mmDA == Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado. PUNTO B: Esta el piñón y esta sujeto a momento y un par, de acuerdo a la formula determinamos el diámetro mínimo requerido. Chaflán agudo kt =2.5

1/3

SyT

43

Se

KtM

π

32ND

22

BB

+

=

19.097N.m17.557.53M

MMM

22B

2By

2BxB

=+=

+=

0.013m1030x10

8.13643

409.5x1019.1642.5

n32(2)

D

1/31/22

6

2

6B =

+

××=

pulg 0.526 mm 13DB ==



38

PUNTO C: Se monta el rodamiento de la derecha en el punto C considerando que no hay par torsor y que no hay momento. Por lo cual se calcula por cortante. Código ASME

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32ND

+

=

Para derecho no hay, es decir, M=0 y T= 0 Se calcula por cortante

22 πd

4V

4πd

VAV

τ =

==

Donde:

340.510N324.95101.759VVV 222cY

2cx =+=+=

V=340.510 N

257.5MPa2

)100.5(1030N

0.5Syτ

6

=×

==

0.050pulgmm1.29m0.0129Dc === Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado De acuerdo a los diámetros obtenidos aplicando la fórmula de ASME, tomamos en cuenta que los diámetros y seleccionar de acuerdo al diseño las dimensiones por que no existirá falla. NOTA; El dimensionado de los ejes en cuanto a longitudes es tentativo debido a que pueden surgir variantes, como pueden ser selección de rodamientos con un ancho diferente al que se había considerado.



39

3.2 DISEÑO DEL EJE SECUNDARIO

Fuerzas del Engrane (G1) Par pulg-lb 446.577 T = Tangencial N 651.27 lb 146.418 wtG1 ==

Radial N 307 245. lb 55.15 wrG1 ==

Axial lb 174.507 lb 39.23 waG1 == Fuerza del Piñón (P) Tangencial N 3355.45 lb 373 754. wtP2 == Radial N 1240.102 lb 278.81 wrP2 == Axial N 591.655 lb 133.016 waP2 == Momentos generados por las fuerzas axiales Engrane (1)

( )( )m-N 13.52

20.02546.1

174.507MG1 =

=

Engrane (2)

( )( )m-8.90N

20.02541.185

591.655MG2 =

=



40

3.2.1 FUERZAS QUE ACTUAN EN EL PLANO VERTICAL

Determinación de momentos y reacciones + ∑ = 0

AM

0=++ DR 0.233-8.9-40.102)(0.183)(12245.307)(0.0471)(-13.52lb 212.281 N 944.226R D ==

0ΣFy =↑+

0 944.226 1240.102-245.307 RA =++

lb 11.368 N 50.569 RA ==



41

3.2.2 FUERZAS QUE ACTUAN EN EL PLANO HORIZONTAL.

Nl 651.27 lb 146.418wtG1 ==

N 3355.45lb 754.872 wt P2 == + 0ΣMA =

0 R 0.233 .45)0.183(3555 - .27)0.0471(651 D =+lb 892.562 2503.744N RD ==

0ΣFy =

0 2503.744- 3355.45651.27- RZA =+45.062lb N 200.44 RZA ==

+



42

3.2.3 DISEÑO POR RESISTENCIA DATOS DEL MATERIAL Selección de material y resistencia de diseño, se desea usar para esta aplicación un acero AISI 8620 S0QT 300 FO


TENSION DEA RESISTENCI MPa 1300 ksi 188Su

==

==

MPa 650 ksi 94 Se´

MPa 650 ksi 94 Su 0.5 Se´

==

===



• Factor de superficie: 0.9ks =

• Factor de tamaño: 1k τ = • Factor de temperatura: 1kT = • Factor de confiabilidad: 0.7kr =

Se´kkkkkSe Trτsc=

MPa 409.5 ksi 59.22 Se

ksi 59.22 ) 7)1(941(0.9)1(0. kse´ Se

==

===

El par torsional sobre el eje secundario: este valor actúa desde el engrane sujeto por cuñero de trineo con anillo de retención hasta el piñón con borde agudo donde la potencia se entrega del engrane por medio de la cuña, y después al piñón. El Par Torsor

m-N 50.463 pulg-lb 577 446. = Se empleara un factor de diseño N=2. Para el cálculo y comprobación de los diámetros propuestos para los ejes se requiere utilizar la ecuación del código ASME donde intervienen las propiedades del material, concentrador de esfuerzos, fuerza momentos y par torsor generados en el eje.



43

3.2.4 OBTENCION DE DIAMETROS EN EL EJE SECUNDARIO

PUNTO A: Se monta el rodamiento de la izquierda en el punto A considerando que no hay par torsor y que no hay momento. Se cal calcula por distorsión. Para determinar el Diámetro en el punto “A” aplicamos la fórmula: Diámetro del Rodamiento.

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32ND

+

=

distorsión por calcula se y momento ni Torsiónhay No

pulg 0.375 mm 9.53 m 39.52x1060π297.155x1

6)(50.463)(13D

297155000N

0.577Syτ

τ πT163D

A

A

==−==

===

pulg 0.375 mm 9.53 DA ==

Es te rodamiento es el mismo aplicado en el punto D Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado

PUNTO B: En el punto B es el lugar del engrane, con un chaflán bien redondeado a la derecha, un cuñero de patín en el engrane y una ranura para el anillo de retención a la izquierda. En momento de flexión en el punto B es: En el Engrane (Diámetro)

2By

2BxB MMM +=

patín. de cuñero por 1.6fK

pulg-164.225lb m 0.0254

pulg 1N 4.449

lb 1 m-N 18.55429.456215.91BM

=

=

=+=



44

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32ND

+

=

pulg 0.470 m 0.0119

1/31/22

61030x10

50.46343

2

6409.5x10

18.5441.6π

232DB ==

+

××=

pulg 0.470 m 0.0119 DB ==

pulg 0.561 0.0142m

1/31/22

61030x10

50.46343

2

6409.5x10

18.5543π

232D

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32ND

seguro para ranuras por 3K

B

f

==

+

××=

+

=

=

pulg 0.561 m 0.0142 DB ==

PUNTO C: Diámetro en el piñón del segundo eje Esta el piñón y esta sujeto a momento y un par, de acuerdo a la formula determinamos el diámetro mínimo requerido. Con bordes redondos en sus extremos kt=1.5 En momento de flexión en el punto C es:

pulg-lb 1216.041 m 0.0254

pulg 1N 4.449

lb 1 m-N 137.387125.37456.184M

MMM

22C

2Cy::

2CxC

=

=+=

+=

sextremo sus en sredondeado bordes por 1.5K f =



45

pulg 0.855 m 0.0215

1/31/22

61030x10

50.46343

2

6409.5x10

137.3871.5π

232D

1/31/22

SyT

432

SeKtMc

π

32ND

C

C

==

+

××=

+

=

pulg 0.855 m 0.0215 DC == PUNTO D: Se monta el rodamiento de la derecha en el punto D considerando que no hay par torsor y que no hay momento.

1/3

SyT

43

SeKtM

π

32ND

0M

22

D

D

+

=

=

1/3

6D 1036x108.136

43

n32(2)

D

×=

pulg 0.196 5mmDD == Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado. De acuerdo a los diámetros obtenidos aplicando la fórmula de ASME, tomamos en cuenta que los diámetros y seleccionar de acuerdo al diseño las dimensiones para que no existirá falla.



46

3.3 DISEÑO DEL EJE DE SALIDA

Tangencial N 3355.45 lb 373 754. wtG2 ==

Radial N 1240.102 lb 278.804 wrG2 ==

Axial N 591.655 lb 133.016 waG2 == Momentos generados por las fuerzas axiales

( )( )m-N 44.874

20.02545.972

591.655MG2 =

=



47

3.3.1 ANALISIS DE FUERZAS EN EL PLANO VERTICAL.

+ ΣMA = 0

( ) 0R 0.1079 - (1240.102) 0.0547 44.874 B =+

N 1036..559 RB =

+ 0ΣMB =

( )( ) 0 R 0.1079)1240.102 0.0538- 44.874 A =+

N 203.542 R A =



48

3.3.2 PLANO HORIZONTAL

N 3355.45 lb 373 754. wtG2 == + 0ΣM A =

0 R 0.10794 - (3355.45) 0.05348 2D = N 1673.683R 2D =

+ 0ΣFy =

0 1673.683 3355.45-R 2I =+ N 1681.767 R 2D =



49

3.3.3 DISEÑO POR RESISTENCIA DIÁMETROS EN EJE DE SALIDA Selección de material y resistencia de diseño, se desea usar para esta aplicación un acero Material 4140 OQT 800°F

FLUENCIA DEA RESISTENCI a1137.675MP ksi 165 Sy

TENSION DEA RESISTENCI MPa 1247.995 ksi 181Su

==

==

624MPa ksi 90.5 Se´

MPa 90.5 ) ksi 181 0.5( Su 0.5 Se´

==

===



• Factor de superficie: 0.9ks =

• Factor de tamaño: 1k τ = • Factor de temperatura: 1kT = • Factor de confiabilidad: 0.7kr =

Se´kkkkkSe Trτsc=

MPa 393.12 )(0.7)1(624 1 9) 1(0.Se´ k Se

ksi 57.015 5)(0.7)1(90. 1 9) 1(0.Se´ k Se

===

===

El par torsional sobre el eje de salida: este valor actúa desde el engrane sujeto por cuñero de trineo con anillo de retención hasta el acoplamiento. El Par Torsor

m-N 254.35 pulg lb 2250.89T == Se empleara un factor de diseño N=2.



50

3.3.4 OBTENCION DE DIAMETROS EN EL EJE DE SALIDA

PUNTO A: Se monta el rodamiento de la izquierda en el punto A considerando que no hay par torsor y que no hay momento. Por lo cual se calcula por cortante. Código ASME

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32ND

+

=

Para izquierdo no hay, es decir, M=0 y T= 0 Se calcula por cortante

22 πd4V

4πd

VAV

τ =

==

Donde:

N 1694.042V

N 1694.0421681.77203.5442VVV 222AY

2Ax

=

=+=+=

mm2.75m0.00275)10(284.42π

)4(1694.042τπ

4VD

MPa284.422

)10750.5(1137.6N

0.5Syτ

6A

6

==×

==

=×

==

0.108mm2.75m0.00275DA === Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado



51

PUNTO B: En el punto B es el lugar del engrane, con un chaflán bien redondeado a la derecha, un cuñero de patín en el engrane y una ranura para el anillo de retención a la izquierda. En momento de flexión en el punto B es:

2N

Mpa1137.7Sy

MPa393.12Se

mN254.35T

mN106.446M

mN106.37290.55255.816M 22

=

=

=

−=

−=

−=+=

Kt=1.6para cuñero de patín

21.31mm 0.0213m

1/31/22

6101137.7

254.3543

2

610393.12

6)1.6(106.73π

32(2)BD

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32NBD

==

×+

×=

+

=

0.839pulg. 21.318mmBD ==

seguro de ranuras para3K f =

25.74mm 0.02574m

1/31/22

6101137.7

254.3543

2

610393.12

3(106.736)π

32(2)BD

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32NBD

==

×+

×=

+

=

1.01pulg 0.02574mBD ==

El diámetro propuesto es de 1.75 pul = 44.45 mm El diámetro propuesto es aceptable



52

PUNTO C: Se monta el rodamiento de la derecha en el punto C considerando que hay par torsor y que no hay momento. Por lo cual se calcula... El diámetro para el rodamiento de la derecha si tenemos que M=0

mm 16m0.0157101137.7

254.3543

π

32(2)SyT

43

π

32ND

1/31/22

SyT

432

SeKtM

π

32NcD

1/3

6

1/21/31/2

C ==

×

=

=

+

=

0.6299pulgmm 16m0.0157DC === Como se observa, es muy pequeño, y el diámetro final que se especifique será mayor, y dependerá del rodamiento seleccionado



53

3.4 TABLA DE RESULTADO DE EJES Resumen de resultados de cálculos para diámetros de eje, para las dimensiones de diseño de ejes.

Momentos flexionantes

seccion Diametros ( y compo- Par torsor Mx My Vx Vynentes relacionados (N-m) (N-m) (N-m) (N) (N) Kt Caracteristicas Minimo Diseño

A D1(Acoplamiento) 8.136 0.875

B D2 (Rodamiento) 8.136 142.881 -324.950 2.5 chaflan agudo 0.196 0.981

C D4(Piñon) 8.136 7.534 -77.55 142.881 324.95 2.5 chaflan agudo 0.526 1.08

D D5 (Rodamiento) -101.76 324.95 2.5 chaflan agudo 0.05 0.669

EJE PIÑON MATERIAL: AISI 8620 S0QT 300°F

Fuerzas cortante Diametros en (pulg)

PIEZA:RVY21001

Fuerzas cortante


A D1 (Rodamiento) 50.57 -200.44 2.50 chaflan agudo 0.375 0.787

B D2(Engrane) 50.463 15.9 -9.456 295.88 851.71 1.60 Cuñero de trineo 0.47 1.25

B D2(Engrane) 50.463 15.9 -9.456 295.88 -851.71 3.00 ranura par anillo 0.561 1.25

C D3(Piñon) 50.463 56.2 -125.37 -944.23 2503.74 1.5 bordes redondeados 0.855 0.848

D D4(Rodamiento) -944.23 2503.74 2.50 chaflan agudo 0.196 0.787

Momentos flexionantes Diametros en (pulg)

PIEZA:RVY2103EJE SECUNDARIO MATERIAL: AISI 8620 S0QT 300°F

Momentos flexionantes Fuerzas cortante


A D1(Rodamiento) 0.000 0.000 0.000 203.542 1681.770 2.50 chaflan agudo 0.108 1.181

B D2(Engrane) 254.350 55.816 90.550 -1036.559 1681.770 1.60 Cuñero de trineo 0.839 1.75

B D3(Engrane) 254.350 55.816 90.550 -1036.559 1681.770 3.00 ranura par anillo 1.01 1.75

C D4(Rodamiento) 254.350 -1036.559 -1681.770 2.50 chaflan agudo 0.6299 1.575

D D5(Acoplamiento) 254.350 1.5

Diametros en (pulg)

PIEZA:RVY2105EJE DE SALIDA MATERIAL: AISI 4140 S0QT 800°F



54

3.5 CHAFLANES EN LOS HOMBROS.

Cuando en un eje se presenta un cambio de diámetro, para formar un escalón contra el cual localizar un elemento de máquina, se produce una concentración de esfuerzos que depende de la relación entre los dos diámetros y del radio del chaflán Se recomienda que el radio del chaflán (o radio de tangencia) sea el mayor posible para minimizar la concentración de esfuerzos, pero a veces el diseño del engrane, cojinete u otro elemento es el que afecta el radio que se puede usar. Para fines del diseño, se clasificarán los chaflanes en dos categorías: agudas y bien redondeadas.

Chaflán agudo (K = 2.5 para flexión)

Chaflán bien redondeado (K = 1.5 para flexión)

Aquí, el término agudo no quiere decir algo verdaderamente agudo, sin radio de transición. Esa configuración de escalón tendría un factor de concentración de esfuerzos muy grande, y debiera evitarse. Más bien, dicho término describe un escalón con un radio del chaflán relativamente pequeño. Una situación donde eso es lo que probablemente ocurra se presenta cuando hay que localizar un cojinete de bolas o de rodillos. La pista interior del rodamiento tiene un radio con el que se le fabricó, pero es pequeño. El radio del chaflán sobre el eje debe ser me que el rodamiento asiente bien contra el escalón. Cuando un elemento con un bisel grande en el barreno recarga contra el escalón, o cuando no hay nada que recargue contra el escalón el radio del chaflán podría ser mucho mayor (bien redondeado), y el factor de concentración de esfuerzos sería menor. Se usarán los siguientes valores en diseños para flexión:



55

K =2.5 (chaflán agudo) K, =1.5 (transición bien redondeada)

Al consultar la gráficas de factores de concentración de esfuerzos, esos valores corresponden a relaciones r/d de 0.03, aproximadamente, para el caso del chaflán agudo, y de 0.17 para el chaflán bien redondeado, con una relación D/d igual a 1.50

Ranuras para anillos de retención.

Los anillos de retención se usan en mucha función de localización en los ejes. Estos anillos se instalan en ranuras en el eje, después de su lugar el elemento que se va a retener. La geometría de la ranura queda determinada por el fabricante del anillo. Su configuración normal es una ranura superficial con paredes y fondos rectos y un pequeño chaflán en la base de la ranura. El comportamiento del eje en la cercanía de la ranura se puede aproximar si se consideran dos escalones de chaflanes agudos, uno frente al otro y cercanos. Entonces, el factor de concentración de esfuerzos para una ranura es bastante grande.

Para un diseño preliminar, se aplicará K=3.0 al esfuerzo flexionante en una ranura para anillo de retención, para considerar los radios de chaflanes bastante agudos. El factor de concentración de esfuerzos no se aplica al esfuerzo cortante torsional, si es continuo en una dirección.

El valor estimado calculado del diámetro mínimo requerido en una ranura para anillo es el de la base de la ranura. El diseñador debe aumentar este valor en 6%, aproximadamente, para considerar la profundidad característica de las ranuras, y determinar el tamaño nominal del eje. Aplique un factor por ranura para anillo igual a 1.06, al diámetro requerido calculado.

De acuerdo a los datos obtenidos anteriormente en el diseño de diámetros.



56

3.5.1 PARA EL EJE DE ENTRADA:

D dDiametro mayor(in) Diametro menor(in) (r/d=0.03) (r/d=0.17) Radio de chaflan.(r)

Ǿ1 Ǿ2 0.984 0.875 Agudo 0.026

Ǿ2 Ǿ3 1.062 0.984 Bien redondo 0.03

Ǿ3 Ǿ4 0.984 0.75 Bien redondo 0.127

Ǿ4 Ǿ5 0.75 1.08 Bien redondo 0.127

Ǿ5 Ǿ6 1.08 0.75 Bien redondo 0.127

Ǿ6 Ǿ7 0.75 0.669 Agudo 0.02

(RADIO DE CHAFLÁN) Diametros de escalón en los ejes:

EJE DE ENTRADA chaflanes Diametros escalonados

3.5.2 PARA EL EJE SECUNDARIO:


Ǿ1 Ǿ2 0.866 0.787 Agudo 0.02

Ǿ2 Ǿ3 1.25 0.866 Bien redondo 0.15

Ǿ3 Ǿ4 1.5 1.25 Agudo 0.0375

Ǿ4 Ǿ5 1.5 1 Bien redondo 0.25

Ǿ5 Ǿ6 1 1.185 Bien redondo 0.17

Ǿ6 Ǿ7 1.185 0.905 Bien redondo 0.154

Ǿ7 Ǿ8 0.905 0.787 Agudo 0.02

EJE SECUNDARIO chaflanes Diametros Escalonados



57

3.5.2 PARA EL EJE DE SALIDA


Ǿ1 Ǿ2 1.3 1.181 Agudo 0.035

Ǿ2 Ǿ3 1.75 1.3 Bien redondo 0.221

Ǿ3 Ǿ4 2 1.75 Agudo 0.052

Ǿ4 Ǿ5 2 1.575 Agudo 0.047

Ǿ5 Ǿ6 1.575 1.5 Agudo 0.045

(RADIO DE CHAFLÁN) Diametros de escalón en los ejes:

EJE DE SALIDA chaflanes Diametros escalonados



58

3.6 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE RODAMIENTOS De acuerdo al tipo de contacto que exista entre las piezas, el rodamiento puede ser deslizante o lineal y rotativo. El elemento rotativo que puede emplearse en la fabricación pueden ser: bolas, rodillos o agujas. Los rodamientos de movimiento rotativo, según el sentido del esfuerzo que soporta, los hay axiales, radiales y axiales-radiales. Un rodamiento radial es el que soporta esfuerzos radiales, que son esfuerzos de dirección normal a la dirección que pasa por el centro de su eje, como por ejemplo una rueda, es axial si soporta esfuerzos en la dirección de su eje, ejemplo en quicio, y axial-radial si los puede soportar en los dos, de forma alternativa o combinada. Rodamientos Regidos De Bolas Son usados en una gran variedad de aplicaciones. Son fáciles de diseñar, no separables, capaces de operar en altas e incluso muy altas velocidades y requieren poca atención o mantenimiento en servicio. Los rodamientos rígidos con una hilera de bolas soportan cargas radiales y axiales, además son apropiadas para revoluciones elevadas. Por su gran variedad de aplicaciones y debido a su precio económico, los rodamientos rígidos de bolas son los más utilizados entre todos los tipos de rodamientos. La adaptabilidad angular de los rodamientos es relativamente pequeña. Los rodamientos rígidos de bolas obturados son exentos de mantenimiento y posibilitan construcciones sencillas

La Confiabilidad de rodamientos se caracteriza por: 1. Seleccionar el rodamiento más adecuado para la aplicación. 2. Especificar el rodamientos correctamente para su adquisición. 3. Montaje correcto utilizando el método y la herramienta correctos. 4. Lubricación correcta utilizando el lubricante y el sistema de lubricación más adecuados. 5. Mantenimiento predictivo/proactivo para el monitoreo de su correcto funcionamiento.



59

Criterios para la selección del rodamiento.

• La carga - Dirección, magnitud y ciclos. • Velocidad de giro – Cuales son las limitantes.

– La generación de calor y la carga definen la velocidad máxima.

– La velocidad máxima muchas veces es limitada por los tipos de lubricante y la jaula del rodamiento.

• Condiciones del ambiente - sellos vs. Tapas (integrados), sellos o retenes externos.

• Lubricación. • Desalineación. • Consideraciones de montaje y desmontaje.

SELECION DE RODAMIENTOS DE ACUERDO AL CATALOGO DE SKF

3.6.1 RODAMIENTOS PARA EJE DE ENTRADA

Izquierda RODAMIENTO DE BOLA RIGIDA SKF De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6305

23400C

11600C

max

O

=

=

axial Fuerza N 173.472Fa

rpm 1750n

diseño de Duracion 10000LH

=

=

=

De acuerdo a la relación de carga de empuje y la carga básica.

2) y; 0.56 x0.22;(e 0.025 a menteaproximada tablas a acuerdo De

; 0.014911600

173.472NC

F

o

a

===

==

Determinando la carga equivalente.



60

10.161050Lpc

; 3p ; Lpc

rev. de mill 105010

75010000(60)110

(60)nLL

N545.502(173.472)65)0.56(354.5F y Fx P

3

1

3

1p

1

66H

ar

=====

===

=+=+=

234005542.28 CC

N 5542.28(545.5) 10.16PLc

abtcal

3

1

<<

===

La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6305, Tiene un valor C=23400N es satisfactorio Derecha SKF (6303) De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6303

13500C

6550C

max

o

=

=

N 340.413F

rpm 1750n

diseño de Duracion 10000L

R

H

=

=

=

La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica, De acuerdo a la relación de carga de empuje y la carga básica.



61

1.8)y; 0.56 x0.24;(e 0.04

ó 2) y; 0.56 x0.22;(e 0.025 a menteaproximada tablas De

; 0.02656550

N173.472CF

o

a

===

===

==

N537.575P

N537.5752(173.472)13)0.56(340.4F y Fx P

e.equivalent carga la doDeterminan

0.22ePara

lb76.531N340.413F entrada de eje del derecho rodamiento el Para

ar

R

=

=+=+=

=

==

N5461.765(537.575)10.16PLc

10.161050Lpc

; 3p ; Lpc

rev. de mill 105010

75010000(60)110

(60)nLL

3

1

3

1

3

1p

1

66H

===

=====

===

5461.765 < 14300 La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6303, Tiene un valor C=143000N es satisfactorio Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21101 SKF-6305 23400.0 25.0 62.0 17.0

RVY21102 SKF-6303 14300.0 17.0 47.0 14.0



62

EJE PIÑON SELECCION DE RODAMIENTOS

SKF 6305 SKF 6303



63

3.6.2 RODAMIENTO PARA EL EJE SECUNDARIO Izquierda RODAMIENTO DE BOLA RIGIDA SKF De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6204

N 417.165 174.49-591.655 Fa

13500C

6550C

max

o

==

=

=

Determinado la fuerza que accione en el rodamiento.

206.727N200.4450.596F 22R =+=

LH=10000 Duración de diseño n=282.25 rpm De acuerdo a la relación de carga de empuje y la carga básica.

1.6) y; 0.56 x0.27;(e 0.07 a menteaproximada tablas De

; 0.0636550

N417.165CF

o

a

===

==

rev. de mill 169.3510

82.2510000(60)210

(60)nLL

N783.2275)1.6(417.162)0.56(206.7F y Fx P


0.07 Para

66H

ar

===

=+=+=

N4333.596.227(5.533)783PLC

5.533169.35Lpc

; 3p ; Lpc

3

1

3

1

3

1p

1

===

=====

CC tabcal < 135004333.596 <

La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6204, Tiene un valor C=13000N es satisfactorio



64

Derecho RODAMIENTO DE BOLA RIGIDA SKF De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6204

N 417.165 174.49-591.655 F

13500C

6550C

a

max

o

==

=

=

2675.869N2503.74226.449F 22R =+=

LH=10000 Duración de diseño n=282.25 rpm L=169. 35 mill de rev De acuerdo a los datos calculados anteriormente tenemos:

5.53Lp

1

= De acuerdo a la relación de carga de empuje y la carga básica.

1.6) y; 0.56 x0.27;(e 0.07 a menteaproximada tablas De

; 0.084CF

o

a

===

=


N950.65215)1.6(417.16869)0.56(2675.F y Fx P

0.07 Para

ar =+=+=

N11984.204(5.533)2165.950PLc

5.533169.35Lpc

; 3p ; Lpc

3

1

3

1

3

1p

1

===

=====

1350011984.20 CC tabcal << La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6204, Tiene un valor C=13000N es satisfactorio. Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21103 SKF-6304 13500.0 20.0 47.0 14.0

RVY21104 SKF-6304 13500.0 20.0 47.0 14.0



65

EJE SECUNDARIO SELECCION DE RODAMIENTOS



66

3.6.3 RODAMIENTO PARA EL EJE DE SALIDA

Izquierda RODAMIENTO DE BOLA RIGIDA SKF (6306) De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6306

28100C

16000Co

=

=

N 591.655F

rpm 57n

diseño. a acuerdo De 10000L

a

H

=

=

=

( ) ( ) 1694.042N1681.77203.542F 22R =+=

De acuerdo a la relación de carga de empuje y la carga básica.

1.8)y; 0.56 x0.24;(e 0.04

ó 2) y; 0.56 x0.22;(e 0.025 a menteaproximada tablas De

; 0.03716000

591.655NCF

o

a

===

===

==


tabcal

3

1

ar

CC

-Aceptable-------296006928.914

N 6928.914(2131.973) 3.25PLc

2131.973N2(591.655)042)0.56(1694.F y Fx P

0.025 Para

<

<

===

=+=+=

Para 0.04

N 6544.308(6544.308) 3.25PLc

N2013.6335)1.8(591.65042)0.56(1694.F y Fx P

3

1

ar

===

=+=+=

tabcal CC < La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6306, Tiene un valor C=28100N es satisfactorio. Derecho RODAMIENTO DE BOLA RIGIDA SKF (6308)



67

De acuerdo a tablas la capacidad básica de carga estática del rodamiento 6308

41000C

24000Co

=

=

34.2L

N 591.655F

rpm 57n

diseño a acuerdo De 10000L

a

H

=

=

=

=

2) y; 0.56 x0.22;(e 0.025 a menteaproximada tablas De

; 0.02424000

591.655NC

F

básica carga la y empuje de carga de relación la a acuerdo De

N 1685.9281673.683202.826F

.resultante fuerza actua, que carga la doDeterminan

3.25L

o

a

22R

3

1

===

==

.

=+=

=

.eequivalent carga la doDeterminan

N 6914.146(2127.43) 3.25PLc

2127.43N2(591.655)928)0.56(1685.F y Fx P

3

1

ar

===

=+=+=

423006914.146 CC tabcal << La carga dinámica calculada es menor a la carga dinámica de rodamiento 6308, Tiene un valor C=41000N es satisfactorio. Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21105 SKF-6306 29600.0 30.0 72.0 19.0RVY21106 SKF-6308 42300.0 40.0 90.0 23.0



68

EJE DE SALIDA SELECCION DE RODAMIENTOS

SKF-6306 SKF-6308



69

3.6.4 TABLA DE RESULTADOS DE RODAMIENTOS EJE DE ENTRADA Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21101 SKF-6305 23400.0 25.0 62.0 17.0RVY21102 SKF-6303 14300.0 17.0 47.0 14.0 EJE SECUNDARIO Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21103 SKF-6304 13500.0 20.0 47.0 14.0RVY21104 SKF-6304 13500.0 20.0 47.0 14.0

EJE DE SALIDA Codigo Rodamiento núm C(N) d(mm) D(mm) B(mm) r max(mm) Comentario

RVY21105 SKF-6306 29600.0 30.0 72.0 19.0RVY21106 SKF-6308 42300.0 40.0 90.0 23.0



70

3.7 CHAVETAS O CUÑAS Cuñas Una cuña es un elemento de maquina que se coloca en la interface del eje y la masa de una pieza que transmite potencia con el fin d transmitir torque. La cuña es desmontable para facilitar el ensamble y desarmado del sistema de eje. Se instala dentro de una ranura axial que se maquina en el eje, la cual se denomina cuñero. A una ranura similar en la maza de la pieza que transmite potencia se le da el nombre de asiento de cuña, si bien. Propiamente es también un cuñero. Tipos de Chavetas o cuñas. (Cuñas paralelas cuadradas y rectangulares.) El tipo mas común de las cuñas para ejes de hasta 6 ½” de diámetro es la cuña cuadrada. La cuña rectangular se sugiere para ejes largos y se utiliza en ejes cortos donde puede tolerarse una menor altura. Tanto la cuña cuadrada como la rectangular se denominan cuñas paralelas porque la parte superior, la inferior y los lados de la cuña son todos paralelos. Los cuneros y la maza en el eje se diseñan de tal manera que exactamente la mitad de la altura de la cuña se apoye en el lado del cuñero del eje, y la otra mitad en el lado del cuñero de la maza.

El ancho de la cuña cuadrada es o plana es generalmente una cuarta parte del diámetro del eje. Estas cuñas pueden ser rectas o ahusadas aproximadamente 1/8” por pie. Cuando es necesario tener movimiento axial relativo entre el eje y la parte acoplada se usan cuñas y ranuras. Existen normas ASME y ASA para los dimensionamientos de la cuña y de la ranura



71

3.7.1 CÁLCULO Y SELECCIÓN DE CUÑAS Para la selección de las chavetas tomamos la dimensión real que tendrán los ejes, en especial la sección donde se montan los engranajes. Diámetro del eje para el engrane es de 1.25”, el eje tiene un T=446.577 lb-pul que se transmite. En base al diámetro del eje donde va estar situada la cuña este se va a seleccionar, anteriormente se había propuesto utilizar una cuña cuadrada paralela, por lo tanto en base a lo anterior se tiene:



72

Fuerza Cortante

CUÑAS Y CUÑEROS. Se debe especificar un total de cuatro cuñas: dos para cada mitad acoplamientos flexibles sobre los ejes de entrada y de salida, y una para cada engrane del reductor Se usarán cuñas de tamaño estándar, fabricadas con acero AISI 1040 Estirado en frío por lo tanto se obtienen los siguientes datos:

TENSIONLA A A RESISTENCI MPa 552 ksi 80 Su


==

==

3.7.2 EL ACOPLAMIENTO DEL EJE DE ENTRADA:

Primero comprueba las cuñas dentro de los acoplamientos, porque en sus tamaños ya se han especificado por el fabricante del acoplamiento. La mitad del acoplamiento que se monta en el eje de entrada, porque su diámetro de barreno de 0.875 pulgada es el menor, y se produce fuerzas mayores sobre la cuña cuando se transmite el par torsional de 72lb-pulg, calculado antes durante el diseño de ejes. La cuña a selecciona es de ¼(0.25) de pul. Usando un factor de diseño N=2, como se hizo al diseñar el eje. Entonces, con la ecuación.

pulg-lb 72 T =

1/4 WPara

pulg 0.875D

=

=



73

Para el cálculo de la longitud mínima del cuñero se aplica la siguiente fórmula

DWτ

2TL

d

=

pulg 0.0375)0.2517750(0.87

2(72)L ==

pulg 0.037L =

Como seguridad adicional, se puede especificar que la longitud de la cuña sea de 1.5 pul.

3.7.3 EN EL SEGUNDO EJE Y LA RUEDA PRIMARIA Para el cálculo de la longitud mínima del cuñero se aplica la siguiente ecuación.

DWτ

2TL

d

=

pulg-lb 446.577 T = El factor de seguridad para el diseño es de N=2

( ) 2d lb/pulg 17750

2710000.5

N0.5Sy

τ ===

2

d lb/pulg 17750τ = De acuerdo a la tabla. Tenemos la dimensión estándar de una cuña para el eje de 1.25 pul de diámetro seria una rectangular de ¼ pul, una cuadrada de 5/16 pul.

1/4 WPara

pulg 1.25D

=

=

Para calcular la longitud mínima que requiere la cuña.

DWτ

2TL

d

=

pulg 0.16)0.2517750(1.25

2(446.577)L ==

pulg 0.16L =



74

Para calcular la longitud mínima que requiere la cuña. Para 0.3125” 5/16” W ==

pulg 0.1288)0.312517750(1.25

2(446.577)L ==

pulg 0.1288L = Con las dimensiones de “L” obtenidas anteriormente se especifica que la longitud de la cuña es de 1.5 pul.

necesaria Longitud 1.5” ½” 1 L

cuña la de nominal Altura 5/16” H

cuña la de nominal Ancho 5/16” W

==

=

=

Determinando Altura de la cuerda (Y)

20.31251.251.25

2WDD

Y2222

=−−

=

pulg 0.0198Y = Profundidad del cuñero en el eje (S)

0.156250.0198-1.252H

-y-DS −==

1.07391"S = Profundidad del cuñero en el cubo

1.3194"0.0050.156250.019841.25T

holgura para 0.005C

C2H

-Y-DS

=++−=

+=

+=

cuñero) primer el (para 1.3194"T =



75

3.7.4 EN LA RUEDA SECUNDARIA Y EL EJE DE SALIDA

Se usarán cuñas de tamaño estándar, fabricadas con acero AISI 1040 Estirado en frío por lo tanto se obtienen los siguientes datos:

TENSIONLA A A RESISTENCI MPa 552 ksi 80 Su


==

==


pulg-lb 2250.89T = De acuerdo a la tabla. Tenemos la dimensión estándar de una cuña para el eje de 1.75 pul de diámetro, una cuadrada de 3/8 pul.

0.375"W

pulg 1.75 D

=

=

2d

2d

lb/pulg 17750τ

lb/pulg 177502

0.5(71000)N

0.5Syτ

=

===

Para calcular la longitud mínima que requiere la cuña

pulg 0.386)0.37517750(1.75

2(2250.89)DWτ

2TL

d

===

pulg 0.386L = Con las dimensiones de “L” obtenidas anteriormente se especifica que la longitud de la cuña es de 1.75 pul.

necesaria Longitud 1.75” 3/4” 1 L

cuña la de nominal tura Al 3/8” H

cuña la de nominal o Anch 3/8” W

==

=

=



76

Determinando Altura de la cuerda (Y)

pulg0.02032

0.3751.751.752

WDDy

2222

=−−

=−−

=

pulg0.0203y = Profundidad del cuñero en el eje (S)

pulg1.54220.18750.02031.752H

yDS =−−=−−=

pulg1.5422S = Profundidad del cuñero en el cubo

pulg1.92220.0050.18750.02031.75T

C2H

yDT

=++−=

++−=

pulg1.9222T =



77

3.7.5 EL ACOPLAMIENTO EN EL EJE DE SALIDA:

De datos tenemos

pulg-lb 2250.89 T =

El factor de diseño 2, que es conservador, debe hacer que esa longitud sea aceptable.

3/8 WPara

pulg 1.5D

=

=


DWτ

2TL

d

=

pulg 0.4500.37517750(1.5)

2(2250.89)L ==

pulg 0.450L =

Como seguridad adicional, se puede especificar que la longitud de la cuña sea de 2 1/2 (2.5) pul. Que es la longitud total del cubo en el acoplamiento.

PARTEALTURA

(pulg)ANCHO (pulg)

LONGITUD (pulg)

ALTURA DE LA CUERDA

(pulg) Y

PROF. DEL CUÑERO EN EL

EJE (pulg) S

PROF. DEL CUÑERO EN EL CUBO (pulg) T

EJE DE ENTRADA(Acoplamiento)

1/4 1/4 1.5

RUEDA PRIMARIA 5/16 5/16 1.5 0.0198 1.07391 1.31941RUEDA SECUNDARIA 3/8 3/8 1.75 0.0203 1.5422 1.9222

EJE DE SALIDA (Acoplamiento) 3/8 3/8 2.5

CUÑA CUÑERO



78

3.8 ANILLOS DE RETENCIÓN Los anillos de retención o candados se instalan en la ranuras de los ejes de cajas, para evitar el movimiento axial de un elemento de maquina, los diversos diseños permiten el montaje interno o externo del anillo. También varía la capacidad de empuje axial y la altura del escalón que proporcionan los diferentes estilos del anillo.



79

3.9 SELECCIÓN DE RETENES

3.9.1 PARA EL EJE DE ENTRADA EN EL RODAMIENTO 6305



80

3.9.2 PARA EL EJE DE SALIDA EN EL RODAMIENTO 6308



81

3.10 TABLA DE ELEMENTOS

24 TORNILLO CABEZA H 5/6X3/4 20NC RVY21502

23 TORNILLOS ALLEN 3/8X11/2 18NC RVY21501

22 TAPON DE LLENADO RVY21407

21 SEGURO TRUAC N1300-354 RVY21406




17 SEGURO TRUAC 1400-175 RVY21402

16 SEGURO TRUAC 1400-118 RVY21401

15 TAPON NEOPRENO RVY21302

14 TAPON NEOPRENO RVY21301

13 RETEN 6308 RVY21202

12 RETEN 6303 RVY21201

11 RODAMIENTO SKF 6308 RVY21106




7 RODAMIENTO SKF6303 RVY21102


5 EJE DE SALIDA 4140 RVY21005

4 RUEDA SECUNDARIA AISI 8620 RVY21004

3 PIÑON SECUNDARIO AISI 8620 RVY21003

2 RUEDA PRIMARIA AISI 8620 RVY21002

1 PIÑON PRIMARIO AISI 8620 RVY21001

ITEM NOMBRE DESIGNACION PARTE NO



82

3.11 DIBUJO DE CONJUNTO ENSAMBLE PARA EL REDUCTOR



83

3.12 DISEÑO CONCEPTUAL DE UN REDUCTOR DE VELOCIDAD Los elementos de máquinas deben ser compatibles, acoplarse bien entre sí y funcionar en forma segura y eficiente. Considerando el desempeño del elemento diseñado, también los elementos con que debe interactuar. De acuerdo al el diseño de los elementos de máquina con un diseño mecánico mayor, para lograr la reducción de velocidad, Se decide diseñar un tren de doble reducción con engranes helicoidales Entonces se especifican dos engranes helicoidales, dos ejes piñón, un ejes, seis cojinetes y una caja, para contener los elementos individuales en relación mutua adecuada, como se ve en el dibujo de conjunto. Los elementos principales del reductor de velocidad son: 1. El eje de entrada (eje piñón) debe conectarse con la fuente de potencia, que es un motor de eléctrico cuyo eje de salida gira a 1750 rpm. Debe usarse un acoplamiento flexible para minimizar las dificultades de alineación. 2. El primer par de engranes, (eje piñón) y (rueda primaria), provoca una reducción de la velocidad en el eje intermedio (eje secundario), proporcional a la relación del número de dientes en los engranes. Se monta los engranes primario sobre el eje secundario, y ambos y giran a la misma velocidad. 3. Para conectar el cubo en el engrane y el eje sobre el cual está montado, se usa una cuña para transmitir el par de torsión entre engrane y eje. 4. El segundo par de engranes, eje piñón secundario y rueda secundaria, reduce más la velocidad del engrane secundario y del eje de salida, a un intervalo de 54 a 56 rpm. 5. El eje de salida debe tener un acoplamiento. 6. Dos rodamientos de bolas soportan a cada uno de los tres ejes, para que sean estática- mente determinados, y con ello permitir el análisis de fuerzas y esfuerzos mediante los principios normales de la mecánica. 7. Los rodamientos se contienen en una caja fijada. Observe la manera de sujetar cada rodamiento, de tal manera que el anillo interno gire con el eje, mientras que el anillo externo se mantiene estacionario. 8. Se muestran sellos sobre los ejes de entrada y salida, para evitar que los contaminantes penetren a la caja. 9. Otras piezas de la caja se muestran en forma esquemática. En esta etapa del proceso de diseño, se sugieren los detalles de cómo se van a instalar, lubricar y



84

alinear los elementos activos, para demostrar la factibilidad. Un proceso viable de armado sería el siguiente:

• Se inicia al colocar los engranes, cuñas, separadores y rodamientos en sus ejes respectivos. • A continuación se introduce el eje piñón de entrada en el asiento de rodamiento, en el lado izquierdo de la caja. • Se inserta el extremo izquierdo del eje secundario en su asiento de rodamiento, mientras se engranan al mismo tiempo los dientes de los engranes del primer tren. • Se instala el soporte central del rodamiento, para apoyar al rodamiento del lado derecho del eje de entrada. • Se instala el eje de salida, colocando su rodamiento izquierdo en el asiento del soporte central de rodamiento, mientras se engranan los engranes segundo tren de engranes. • Se instala la tapa del lado derecho de la caja, mientras se colocan los dos rodamientos finales en sus asientos. • Se asegura con cuidado el alineamiento de los ejes. • Se pone lubricante para engranes en la parte inferior de la caja.



85

CAPITULO 4

RESULTADOS

4.1 TABLA DE RESULTADOS ENGRANES

DIAMETROS DE EJES PIEZA MATERIAL CODIGO NUMERO

DE DIAMETRO

SECCION VALOR (pul) Eje de Entrada

AISI 8620 SOQT 300°F

RVY21001

CALCULADO REAL

DA Rodamiento 0.196 0.984 DB Piñón 0.511 1.080 DC Rodamiento 0.196 0.669

PIEZA MATERIAL CODIGO NUMERO

DE DIAMETRO

SECCION VALOR (pul) Segundo Eje

AISI 8620 SOQT 300°F

RVY21003

CALCULADO REAL

DA Rodamiento 0.375 0.787 DB Engrane 0.6096 1.250 DC Piñón 0.848 1.185 DD Rodamiento 0.375 0.787

PIEZA MATERIAL CODIGO NUMERO

DE DIAMETRO

SECCION VALOR (pul) Eje de Salida

AISI 4140 OQT 800 °F

RVY21005

CALCULADO REAL

DA Rodamiento 0.106 1.181 DB Engrane 0.670 1.750 DC Rodamiento 0.629 1.575

PIEZA CODIGO HELICE

“φ”

No. Dientes

Rel. De Velocidad

RPM BHN Diam. (pul)

Piñón 1 RVY21001 15 ° 19 6.2 1750 (entrada)

210 1.033

Engrane 1 RVY21002 15° 118 6.2 282.25 180 6.1 Piñón 2 RVY21003 10° 21 5.1 282.25 210 1.185 Engrane 2 RVY21004 10° 107 5.1 55.343

(salida) 180 6.04



86

RODAMIENTOS

NOMBRE CODIGO Ø (mm)

DESIGNACION Valor Calculado (N)

Valor Tabla (N)

Eje de Entrada

RVY21101 25 SKF - 6305 5542.28 22500 RVY21102 17 SKF-6303 5461.765 6550

2do Eje RVY21103 20 SKF-6204 4479.296 12700 RVY21104 20 SKF-6204 11839.12 12700

Eje de Salida

RVY21105 30 SKF-6306 7441.97 28100 RVY21106 40 SKF-6308 6914.146 41000

CHAVETAS

PARTE CHAVETA CHAVETERO ALTURA

(pul) ANCHO (pul)

LONGITUD (pul)

ALTURA DE LA CUERDA (pul)

PROF. DEL CUÑERO EN EL EJE (pul)

PROF. DEL CUÑERO EN EL CUBO (pul)

Engrane 1er Tren

5/16 5/16 1.5 0.0198 1.07391 1.31941

Engrane 2do Tren

3/8 3/8 1.75 0.0203 1.5422 1.9222

4.2 COSTOS DE MATERIAL NOTA: el costo de los materiales y accesorios utilizados son hasta noviembre de 2008

ACEROS COSTO CANTIDAD TOTAL SAE 4140 $54.40 kg. 2.7 $146.88 SAE 8620 $66.6 kg. 12.5 $832.5 PLACA COMERCIAL $28.00kg. 50 $1,400



87

24 TORNILLO CABEZA HEXAGONAL

5/6X3/4 20NC RVY21502 3.00

23 TORNILLOS ALLEN 3/8X11/2 18NC RVY21501 5.00 22 TAPON DE

LLENADO ½ NPT RVY21407 6.50

21 SEGURO TRUAC N1300-354 RVY21406 180.00 20 SEGURO TRUAC N1300-187 RVY21405 38.00 19 SEGURO TRUAC N1300-187 RVY21404 38.00 18 SEGURO TRUAC N1300-250 RVY21403 97.50 17 SEGURO TRUAC 1400-175 RVY21402 22.00 16 SEGURO TRUAC 1400-118 RVY21401 17.00 15 TAPON NEOPRENO RVY21302 89.00 14 TAPON NEOPRENO RVY21301 75.00 13 RETEN 6308 RVY21202 93.00 12 RETEN 6303 RVY21201 35.00 11 RODAMIENTO SKF 6308 RVY21106 133.00 10 RODAMIENTO SKF 6306 RVY21105 78.00 9 RODAMIENTO SKF 6304 RVY21104 48.00 8 RODAMIENTO SKF 6304 RVY21103 48.00 7 RODAMIENTO SKF6303 RVY21102 35.00 6 RODAMIENTO SKF 6305 RVY21101 60.00 5 EJE DE SALIDA AISI 4140 RVY21005 368.2 4 RUEDA

SECUNDARIA AISI 8620 RVY21004 609.00

3 PIÑON SECUNDARIO

AISI 8620 RVY21003 97.30

2 RUEDA PRIMARIA AISI 8620 RVY21002 540.50 1 PIÑON PRIMARIO AISI 8620 RVY21001 66.60

ITEM NOMBRE DESIGNACION PARTE NO COSTO

COSTO TOTAL DE MATERIAL: $ 4868.1



88

CAPITULO 5

ANEXOS

5.1 CONCLUSIONES En este trabajo se lograron aplicar conocimientos obtenidos durante el transcurso de la carrera de INGENIERIA MECANICA INDUSTRIAL Y ELECTRICA y de esta forma adentrarnos más al tema de lo que es el DISEÑO MECANICO, iniciando desde el planteamiento del proyecto para poder dar una solución a la necesidad de la Empresa, posteriormente se fueron analizando los cálculos obtenidos por medio de fórmulas ya establecidas para verificar que los valores iniciales propuestos a nuestros elementos del reductor podían cumplir con su función sin presentar ningún riesgo al momento de estar operando. El resultado obtenido es satisfactorio ya que con esto se comprueba que la forma teórica es una parte importante de la forma práctica, es decir, las formas se complementan entre si, además de que se tuvo la experiencia de poder desarrollar un proyecto partiendo de algo físico y siguiendo los pasos necesarios para llevarlo acabo.



89

5.2 BIBLIOGRAFIA

[1].-MANUAL DE ENGRANAJES, DARLE W. DUDLEY [2].-FAIRES Diseño de Elementos de Maquinas (cuarta edición). [3].-SHIGLEY Diseño en Ingeniería Mecánica (quinta edición). [4].-MOTT Diseño de Elementos de Maquinas. [5].-MANUAL RODAMIENTOS SKF. [6].-MANUAL DE RODAMIENTOS TIMKEN en WEB TIMKEN ON LINE. [7].-APUNTES DE CLASES. [8].-CATALOGO RE REDUCTORES MRG [9].-CATALOGO DE JIV REDUCTORES [10].-CATALOGO FALK [11].-MANUAL A.L. CASILLAS (Ajustes y tolerancias)

SOFTWARE DE APOYO UTILIZADO

[1].-Software MD SOLIDS para cálculo de diagramas para vigas. [2].-Software AUTOCAD 2002-2008. [3].-Software INVENTOR 2008. [4].-Software MECHANICAL DESKTOP. 2008 [5].-Visitas a las páginas WEB de: [6].-Reductores FALK. [7].-Rodamientos SKF



90

TABLAS DURABILIDAD EN HP



91

RESULTADOS ENGRANES



92



93



94

SECTION B-B

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

C C

D D

SHEET 1 OF 1

DRAWN

CHECKED

QA

MFG

APPROVED

M@rCk Dr 28/07/2008

DWG NO

CAJA1

TITLE

SIZE

CSCALE

REV

B

B

TAPA

8.601

13.0

78

8.22

0

4

4.30

9

7.90

6

2.44

1n

1.85

0n

4

.375

1.97

9

2.70

72.

707

2.70

7

2.301

.086

2.64

81.

988 .068

.631

.495

.250

1.000

Ø0.

3125

Ø0.

3 125

SECTION A-A

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

C C

D D

SHEET 1 OF 1

DRAWN

CHECKED

QA

MFG

APPROVED

M@rCk Dr 28/07/2008

DWG NO

medio

TITLE

SIZE

CSCALE

REV

A

A

8.101

1.000

R.500

3.83

41.

625

1.637 4.926

n1.

850

.500

n.3

75

n.6

56

.200

1.645

.346

.748

.551

1.65

4n n

2.83

5

n2.580

TABIQUE

n.6

56

7.52

8

.375

n

SECTION D-D

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

C C

D D

SHEET 1 OF 1

DRAWN

CHECKED

QA

MFG

APPROVED

M@rCk Dr 28/07/2008

DWG NO

Assembly3

TITLE

SIZE

CSCALE

REV

D

D

8.601

2.301 2.301

10.825

.5006.601 1.000 7.109 1.000

12.076

1.977

2.707

.250

.750

Ø0.3125

3.543n

1.850Ø

1.0001.500

8.859

4.200

8.229

.375Ø

4.309

7.907

2.707

.750

.750

.750 .750

2.707

2.384

.120

3.776

.656

.302

.068

1.988

n0.5

.750.375

1.000

CAJA

.250

n0.5

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

C C

D D

SHEET 1 OF 1

DRAWN

CHECKED

QA

MFG

APPROVEDM@rCk Dr

M@rCk Dr 17/08/2008

DWG NO

Assembly3

TITLE

SIZE

CSCALE

REV

1

Parts ListDESCRIPTIONPART NUMBERQTYITEM

CAJA11 TAPA12 TABIQUE13AISI 8620RUEDA PRIMARIA14AISI 8620EJE DE ENTRADA PIÑON15AISI 8620EJE SECUNDARIO16AISI 8620RUEDA SECUNDARIA17AISI 4140EJE DE SALIDA18DODAMIENTOSKF620429RODAMIENTOSKF6306110RODAMIENTOSKF6308111RODAMIENTOSKF6305112RODAMIENTOSKF6303113RETENCR25X62X8114RETENCR40X90X8115 TAPON NEOPRENO216 SOLERA PARA TABIQUE417CUÑA0.375x0.375x1.5118CUÑA0.375x0.375x1.75119CUÑA0.3125x.3125x1.5120CUÑA 0.25x0.25x1.5121Anillas de retención externas

1400-175122

Anillas de retención externas

1400-118123

Anillas de retención internasN1300-187124Anillas de retención internasN1300-250225Anillas de retención internasN1300-354126Conexión por tornilloTAPON DE LLENADO127

Tapón de cabeza hexagonal

TAPON CABEZA HEXAGONAL DE DRENADO

128

TORNILLOS hex - NC 5/16X3/4X 20NC1329TORNILLOS ALLEN3/8X1 1/2 18NC430

29

2

3

16 259

18

7

11

9

25

16

26

15

17

14

21

22

2330

13

10

28

19

1

6

24

27

12 8

ENSAMBLE REDUCTOR DE VELOCIDAD

5

4

20

1

1

2

2

3

3

4

4

A A

B B

C C

D D

SHEET 1 OF 1

DRAWN

CHECKED

QA

MFG

APPROVEDM@rCk Dr

M@rCk Dr 17/08/2008

DWG NO

Assembly3

TITLE

SIZE

CSCALE

REV

1

29

2

3

16

259

18

7

11

9

25

16

26

15

17

14

21

22

2330

13

10

28

19

1

6

24

27

12 8

ENSAMBLE REDUCTOR DE VELOCIDAD5

4

20

reductor 2 (1)

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