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DISEÑO DE ELEMENTOS DE

MAQUINAS

RUBRICA

Integrantes:

Atuncar Sanchez, Hugo Galvan Gonzalo, Andres Neyra Mendoza, Elvis Riveros Galindo, Joseph

Profesor:Zevallos Chávez Héctor

Rodríguez Madrid Alejandro

Sección:C13 – IV – B

Fecha de entrega: 1 de Junio

2015 – I

Diseño De Elementos de Maquinas IV

INTRODUCCION

Hoy en día los motores son utilizados en todo tipo de industrias, ya sea para distintas funciones a una determinada velocidad a la que uno lo asigne, según para el uso que se le quiera dar. Es por ello que los reductores de velocidad son indispensables e importantes, por que sirven para regular a diferentes velocidades al que uno requiera para su motor, dependiendo la función a cumplir.


OBJETIVO

Diseñar y fabricar un prototipo a escala de una caja reductora de velocidad

OBJETIVOS ESPECIFICOS

Modelacion de la caja Diseñar el plano de fabricacion Diseñar el ensamble Plano de despiece Analisis de tension Simulacion Calcular los elementos de proyectos: rodamientos,

engranajes,ejes,etc.


FUNDAMENTO TEORICOLos reductores de velocidad se suelen clasificar de distintos modos, ya que

en algunos casos las definiciones son de modo básicos y en otros casos hay

que usar diversas clasificaciones para definirlos.

Clasificación por tipo de engranajes

Los reductores se pueden clasificar por la tipología de sus engranajes, las

clasificaciones más usuales son: Sin fin-Corona, engranajes y planetarios.

Reductores de velocidad de Sin fin-Corona

Es quizás el tipo de reductor de velocidad más sencillo, se compone de una

corona dentada, normalmente de bronce en cuyo centro se ha embutido un

eje de acero (eje lento), esta corona está en contacto permanente con un

husillo de acero en forma de tornillo sin-fin. Una vuelta del tornillo sin fin

provoca el avance de un diente de la corona y en consecuencia la reducción

de velocidad. La reducción de velocidad de una corona sin fin se calcula con

el producto del número de dientes de la corona por el número de entradas del

tornillo sin fin.

Paradójicamente es el tipo de reductor de velocidad más usado y

comercializado a la par que todas las tendencias de ingeniería lo consideran

obsoleto por sus grandes defectos que son, el bajo rendimiento energético y

la pérdida de tiempo entre ciclos.


Reductores de velocidad de engranajes

Los reductores de engranajes son aquellos en que toda la transmisión

mecánica se realiza por pares de engranajes de cualquier tipo excepto los

basados en tornillo sin fin. Sus ventajas son el mayor rendimiento energético,

menor mantenimiento y menor tamaño.

Engranajes Rectos

Se utilizan generalmente para velocidades pequeñas y medias; a grandes

velocidades, si no son rectificados, o ha sido corregido su tallado, producen

ruido cuyo nivel depende de la velocidad de giro que tengan.

Hay dos tipos de engranajes, los llamados de diente normal y los de diente

corto cuya altura es más pequeña que el considerado como diente normal.

En los engranajes de diente corto, la cabeza del diente vale (0.75xM), y la

altura del pie del diente vale (M) siendo el valor de la altura total del diente

(1.75xM)


Reductores Cicloidales

El sistema de reducción de velocidad de Cicloidal se basa en un principio

ingeniosamente simple. El reductor de velocidad sólo tiene tres partes

móviles:

El eje de entrada de alta velocidad con una leva excéntrica integral y un

conjunto de cojinete de rodillo

El disco cicloidal y el conjunto del eje de salida de baja velocidad. La

acción de rodamiento progresiva y pareja de los discos cicloidales

eliminan la fricción y los puntos de presión de los engranajes

convencionales.

Todos los componentes que transmiten el par de torsión de Cicloidal ruedan y

están dispuestos en forma simétrica alrededor del eje para una operación

equilibrada.

Reductores de velocidad Planetarios

Son reductores de engranaje con la particularidad de que no están

compuestos de pares, sino de una disposición algo distinta; y sirven para

diferentes tipos de variaciones de velocidad. Hay dos tipos de engranajes

planetarios para reducir la velocidad de la hélice con respecto a la del

cigüeñal.

Un sistema tiene el engranaje principal sol fijado rígidamente a la sección

delantera del motor, y una corona interna es impulsada por el cigüeñal. El

piñón está unido al eje de lo que quiere mover. y montado en ella y son una

serie de piñones que cuando el cigüeñal gira, los piñones giran en torno al

principal fijo, en compañía de la hélice en la misma dirección, pero a una

velocidad reducida.


Los reductores de velocidad de engranajes planetarios, interiores o anulares

son variaciones del engranaje recto en los que los dientes están tallados en

la parte interior de un anillo o de una rueda con reborde, en vez de en el

exterior. Los engranajes interiores suelen ser impulsados por un piñón,

(también llamado piñón Sol, que es un engranaje pequeño con pocos

dientes). Este tipo de engrane mantiene el sentido de la velocidad angular. El

tallado de estos engranajes se realiza mediante talladoras mortajadoras de

generación.

La eficiencia de este sistema de reductores planetarios es igual a

98^(#etapas); es decir si tiene 5 etapas de reducción la eficiencia de este

reductor seria 0,904 o 90,4%.

Debido a que tienen más dientes en contacto que los otros tipos de

reductores, son capaces de transferir / soportar más torque; por lo que su uso

en la industria cada vez es más difundido. Ya que generalmente un reductor

convencional de flechas paralelas en aplicaciones de alto torque debe de

recurrir a arreglos de corona / cadenas lo cual vuelve no solo requiere de más

tamaño sino que también implicara el uso de lubricantes para el arreglo

corona / cadena.

La selección de reductores planetarios se hace como la de cualquier

reductor, en función del torque Newton-metro.

Como cualquier reductor tienen engranajes y rodamientos, los engranajes

también son afectos a la fricción y agotamiento de los dientes.


Clasificación por disposición de los ejes lento y rápido

Los reductores se pueden clasificar por la posición relativa del eje lento del

reductor con respecto al eje rápido del mismo, las clasificaciones más

usuales son; paralelas, ortogonales y coaxiales.

Clasificación por sistema de fijación

Los reductores se pueden clasificar por su sistema de fijación, fijo o pendular.

PLANEAMIENTO DEL PROBLEMA

Diseñar y fabricar el prototipo a escala de una caja reductora de velocidad con engranajes rectos para las siguientes características:

Potencia de entrada: 20 HPRpm de entrada 2000 – 2500 rpm Rpm de salida: 75 rpmEl acople tanto en la entrada como en la salida será con acoplamiento directo máximo dos trenes de engranajes.Los componentes del sistema deberán cumplir con los estándares normalizados, pero al menor costo posible.Asuma con criterio técnico las consideraciones que estime necesario para realizar la tarea encomendada.Las medidas máximas de la caja reductora: 40 x 30 x 20 cmMaterial disponible: madera prensada (MDF) de ½” ; acrílico de 5 mm de espesorFabricación: Máquinas de fabricación digital shopbot CNC y cortadora laser


Diseño de la Caja Reductora

Datos específicos

W entrada: 2250 rpm

W salida: 75 rpm

Dimensiones: (40 x 30 x 20) cm

Potencia: 20 HPPotencia de Diseño: (20) (1.25): 25 HP

Para darle un menor tamaño, permitimos que ambas etapas tengan las mismas reducciones

Mv: N1N 2

x N 3N 4

= W finalWinicial

= 752250

= 130

Asumimos para el piñón un numero de dientes de 17 para poder evitar interferencia entre un piñón de profundidad completa con ángulo de presión 20°.

Tabla 8.6 Numero de diente del piño para asegurar que no haya interferencia extraída del Robert L .Mott

N1: 17

N1N 2=

N 3N 4 = √ 130

N2: 93Por lo tanto N3: 17N4: 93


Comprobando los datos iníciales:

Mv= N1x/N2xN3/N4=17x17/93x93= Aceptable

Ws= 2250X17X17/93x93= Aceptable

Según tabla de Mott

M= modulo= 2.5

Figura 9-7 potencia trasmitida en función de la velocidad del piñón para engranes rectos extraída del Robert L Mott


1/29.92

75.18

VISTA DE LOS DIENTE DE UN ENGRANE RECTO

Figura 13.5 nomenclatura de los dientes de engranes rectos extraída del libro de diseño de ingeniería mecánica de shiley 8 edición.

Engrane 1

N1= 17

N2= 93

N2/N1=i:

93/17 = 5.47

I= Winicial/W2 = 5.47 = 2250/w2

W2= 411 rpm


W3=411 rpm

Paso P= πx m = 7.85 mm

Diámetro PrimitivoΦ: 17x2.5 = 42.5mm

Diámetro ExteriorDext: 42.5 + 2x2.5 = 47.5 mm

Diámetro InteriorDint=Dp-2(m+c)Dint= 42,5- 2(2.5 + 0.4175)= 36.665

C= 0.167(2.5) = 0.4175

Altura del dienteH: 2(2.5) + 0.4175H = 5.4175

Ancho de la cara 12x2.5 = 30mm

Cabeza de dienteHa = m = 2.5

Pie del dienteHf= 2.5 + 0.4175Hf= 2.9175

Engrane 2

Paso: π x m= 7.85

Diámetro primitivoΦ : 93x2.5 : 232.5 mm

Diámetro exteriorDex : 232.5 + 2x2.5 = 237.5

Diámetro InteriorDint: Dp – 2 (m+c)232.5 – 2x(2.5 + 0.4175) : 226.665


Altura del dienteH: 5.4175

Cabeza de dienteHa:m: 2.5

Pie del dienteHf = 2.9175

Ancho de la cara (F)12x2.5 = 30 mm

Calculo de las Fuerzas que actúan en el engrane

Engrane 1

Potencia de diseño: 20 (1.25)= 25HP= 18KW

Vt: nx2 πxr60

Vt: 2250x 2πx (21.25 x10−3 )m

60 = 5m/s

vt:π x d x W12 =

π x (42.5 ) mm x225012 = 25.03 pies/min cambiarlo mas

Fuerza Tangencial

Wt: PVt

Wt: 18.65KW

5 = 3730 N = 3.73 KN

Fuerza Radial

Wr= 3730 tan (20)= 1358 N = 1.358 KN

P= T x n9559

18.65= T x22509559

T= 79.23 N.m


Engrane 2

Lo mismo del engrane 1 porque la tercera ley de Newton

Vt: 5 m/s

Vt: 25.03 pies/min

Fuerza Tangencial 3730 N

Fuerza Radial1358 N

Torque

18.65= T x 4119559

T: 433.76 N.m

Calculo del material del piñón 1


Stp: WtxK 0 xKsxKbxKmxKv

FxmxJp

Formula de agma convertido a sistema métrico

Ko= Factor de sobrecarga

Tabla 9.5 extraída del Robert L Mott

Para nuestro caso usaremos Ko=1.20 para un motor eléctrico con choque ligero, que impulse un generador perfectamente uniforme.

Ks= Factor de tamaño

Según la tabla 4-6 extraída del Robert LMott tenemos que Ks= 1.0Km= Factor de distribución de carga


Tabla 9-18 factor de porción del piñón extraída del Robert Mott Km= 1.0+ Cpf + CmaF

Dp< 0.5

1042.5

< 0.5

0.7 < 0.5 ------ No es aceptablei ≤ F ≤ 15”

CpF = 30

10x 42.5 – 0.0375 + 0.0125 x 30

Cpf = 0.408

Tabla 9-19 factor de alineamiento del engranado extraído del Robert L Mott Cma= 0.0380 + 0.0102 x F – 0.822 x 1010−4 x F2

C ma= 0.0380 + 0.0102 x 30 – 0.822 x 10−4 x 302

Cma =0.270Km=1.0 + Cpf+ CmaKm = 1.0 + 0.408 + 0.27Km=1.688--------1.7Kb= Factor de espesor de orilla


Paso para engranes de disco solido siempre tendrán un Kb = 1Kv = Factor dinámico

Tabla extraída de Robert L. Mott

Kv = A

A+√Vt1b

Pero para Q ≤5

Kv = A

A+√Vt

b

---------Sistema métrico

Kv= 50

50+√Vt---------------Sistema Ingles

Kv= 50

50+200√Vt ---------------- Esto es válido para Vt≤ 2500 Ft/ min (13m/s)

ComoVt= 5 m/s es menor que 13 m/sUsamos Qv = 5 de la curva

Kv= 50

50+√200x 5 = 0.61

Se debe verificar Vt contra la velocidad tangencial permitida

Vtmax= A+(Qv−3)200

2

Vtmax= 50+(5−3)200

2

Vtan = 13.52 m/s

Lo cual es más grande queVt y de modo que es aceptableTanto para el piñón como para el engrane según tabla es 0.27Va un cuadrodejaespacio


Calculo del esfuerzo flexionante

Stp: WtxK 0 xKsxKbxKmxKv

FxmxJp

Stp: 3730x 1.2x 1x 1x 1.730 x 2,5x 0.27

Stp = 230 Mpa

Hallando el esfuerzo admisible del diente del piñón

Stp (KrxSf

Yn) <Sat

Kr = Factor de confiabilidad

Tabla 9.8 extraída del Robert L Mott

Usaremos una confiabilidad de 0.999 una falla en 1000Kr = 1,25

Factor de seguridad


Fs= 1.5

Factor de ciclos de esfuerzos

Figura 9 -22 factor de Resistencia de flexionanate de ciclos de esfuerzos xtraída del Robert L Mott

Yn = factor de ciclos de esfuerzosYn = 1.683 x Nc−0.0323


Primer piñón

Nc = 60 x l x n x qL= vidad de diseñoN= Velocidad de giro de engraneQ= Numero de aplicaciones de carga por revoluciónUsamos la aplicación en motores eléctrico,Vida de diseño = 26280 h= 3 años

Tabla 9-7 vida de diseño extraída del Robert L Mott

Nc= 60 x 26280 x 2250 x 1= 3.5 x107 ciclosYn= 1.683 x (3.5 x109)−0.0323

Yn = 0.83

Stp (KrxSf

Yn) <Sat

230 (1x 1.250.83

) <Sat

346 Mpa<sat


Por lo tanto Para el engrane (piñon) optaremos por un acero de grado 1 ya que es lo más básico

Figura 9 -10 número de esfuerzo flexionante admisible estriada del Robert L Mott


Se observa que el número de esfuerzo flexionante admisible requerido para el piño es mayor que el que se permite en un acero templado a total, pero la tabla 9-3 indica el acero cementado con dureza superficial de 55-64 HRC

Tabla 9-3 número de esfuerzos admisibles para materiales de engranes de aceros templados extraídos del Robert L. Mott

Sat = 55Kpsi = 55000 psi =379 MpaDe lo cual buscando en la tabla elegimos el materialAISI 1015 SOQT 350


Calculo del material del engrane 2

Las factores K son las mismas que las del piñon

Nc=60 x 26280 x 411 x 1 = 6.5 x 108 ciclos

Figura 9 -22 factor de Resistencia de flexionanate de ciclos de esfuerzos extraída del Robert L Mott

Nc = 1.683 x (6.5 x 108 ¿¿−0.0323

Yn= 0.87Sb= Stp x Jp/Jg = 230 Mpa x 0.27/0.28Sb= 222 Mpa

Sat>222x 1x 1,50.87

Sat> 316 Mpa Le damos el mismo material que en el piñon 1

AISI 1015 SOQT 350


Calculo del material del piñon 3

Sp3 = 18650x 1.2x 1x 1x 0.61

40 x 2.5 x0.27Sp3= 860 MpaNc = 1.683 x (6.5 x 108 ¿¿−0.0323

Yn= 0.87

Sat>860 x1 x1.25

0.83Sat> 1295 Mpa

Calculo del material del engrane 4

Sp3 = 860 x 0.27/0.28Sp= 829 MpaNc= 60 x 26280 x 75 = 1.18 x 108

Yn= 1.683 x (1.18 x 108 ¿¿−0.0323 = 0.92

Sat>829 x1 x1.25

0.93Sat> 1114 MpaSeleccionamos un material AISI 4320 SOQT 450

Calculo del eje intermedio


1. R1y(188)=-3730(145.5)+18650(42.5)

R1y=1329NR2y=13591N

2. R1x(188)=1358(145.5)+6788(42.5)R1x=2585.5NR2x=5560.5N

Tomamos Como Material:

Acero AISI 5140 OQT 700 ……….(Anexo 1)Que tiene como asignación

Templado y enfriado en aceite, en una temperatura de 700° F

Según las recomendaciones de shigley sobre los materiales para ejes, nos dice que el costo del materialy su procesamiento deben ponderarse en relación con la necesidad de contar con diámetros deeje más pequeños. Cuando están garantizadas, las aleaciones de acero típicos para tratamiento térmico incluyen ANSI 1340-50, 3140-50, 4140, 4340, 5140 y 8650.

Su=220(Kpsi)=1520 MPaSy=2200(Kpsi)=1380Mpa

Según la tabla de Robert l, Mott


Figura 5.8 Resistencia de fatiga Sn en función de la resistencia a la tensión para aceros forjados extraída del robert. l. Mott.Sn`=65000psi.6895=448 MpaEl factor de confiabilidad = 0,99%Por lo tanto su CR=0,81

Tabla 5.1 factor de confiabilidad extraída del robert. L. Mott

El Cs=0.75 (Esto lo estimamos)

Tabla 5.9 factor de tamaño extraído del robert. l.Mott


S´n=Sn.Cr.CsCmCs=488 x 0, 81 x0, 75=275 Mpa

Calculo de los mínimos diámetros permisibles

En el punto A es el asiento de rodamiento A, allí no hay momentos torsionales y flexionan te. Sin embargo hay una fuerza vertical igual a la reacción del rodamiento.

V= Fuerza Vertical V=√(1329)2+(2585,5)2

V=2907N

D2=√ 2,94 (2,5)(2907)(2)272.106

D2=12,5= 13mm

En el punto B sufre flexión torsión y fuerza cortante por lo tanto se aplica la siguiente formula a causa de esfuerzos combinados

D4= (()1/3

D4=25mm

De igual manera que en el caso del diámetro que está entre B y C por la sufre las mismas condiciones lo cual nos da las siguientes respuestas.

D5= ((29,37183272)√ (2,5)(154)272.106

2

+ 34( 4341380.106

)2

¿¿1/3

D5=29 mm


De misma forma que en el caso del diámetro B el punto C por la derecha e izquierda sufre las mismas condiciones lo cual nos da las siguientes respuestas.

Mc=√(5776)2+(236)2

Mc=624 N-m

D6= ((32.2∏

)√ (1)(624)272.106

2

+ 34

( 4341380.106

)2

¿¿1/3

D6=36 mm por la derecha

D6= ((32.2∏

)√ (1)(624)272.106

2

¿¿1/3

D6=36.7 mm por la izquierda

En el punto D es el asiento de rodamiento D, allí no hay momentos torsionales y flexionan te. Sin embargo hay una fuerza vertical igual a la reacción del rodamiento.

V7=√(3591)2+(5560,5)2

V7=14684N

D7=√ 2,94 (2,5 ) (2 )(14684)272.106

D7= 28 mm

Calculo del eje de entrada


R1y(85)=3730(42.5) R1x(85)=1358(42.5)R1y=1865N R1x=679NR2y=1865N R2x=679N

Tomamos el materialAcero AISI 1117 Estirando En frioSegún la recomendación de shiley


Sv=69(Kpsi)=1.76 MpaSy=51(Kpsi)=352 Mpa

Por tabla de robert. l Mott

Figura 5.8 Resistencia de fatiga Sn en función de la resistencia a la tensión para aceros forjados extraída del robert. l. Mott.

Sn=24000Kpsi.6895=165,48 Mpa

El factor de confiabilidad =0.99%Por lo tanto su CR=0,81

Tabla 5.1 factor de confiabilidad extraída del robert. L. Mott

El Cs=0,75


Sn=S´n.Ce.CsCm=165, 48.0, 75.0, 81=100, 53 Mpa

Calculo de los diámetros mínimos

En el punto C´ es el asiento de rodamiento C´, allí no hay momentos torsionales y flexionan te. Sin embargo hay una fuerza vertical igual a la reacción del rodamiento.

V1=Fuerza VerticalV1=√(1865)2 .(679)2

V1=1985N

D1=√ 2,94.1,5 .1985(2)100,53. 106

D1=17 mm

En (B)

En el punto B sufre flexión torsión y fuerza cortante por lo tanto se aplica la siguiente formula a causa de esfuerzos combinados

MB=√(76,26)2+28,862

MB=84N-m

DB=[(64π

)√(1,5 (84 )100,53.106

)2

+ 34 ( 76,23352 )

2

]1/3

DB=30 mm

Calculo del eje de salida


R1y (85)=18,65KN (42.5) R1x (85)=6788(42.5)R1y=9325N R1x=3394NR2y=9325N R2x=3394N

Tomamos el Material


Acero AISI 117 Estirado En Frio Sv=(69Kpsi)=476 MpaSy=(51Kpsi)=352 MpaPor la tabla del robert l.Mott

Figura 5.8 Resistencia de fatiga Sn en función de la resistencia a la tensión para aceros forjados extraída del robert. l. Mott.Sn´=24000Psi.6895=165,48 Mpa

CR=0,91 Cs=0,75

Sn=Sn´.CR.CsCm=165.48x0, 75x0, 81=100,53 Mpa

Calculo del Diámetro


En el punto A´ es el asiento de rodamiento A´, allí no hay momentos torsionales y flexionan te. Sin embargo hay una fuerza vertical igual a la reacción del rodamiento.

V1=√(9325)2 .(3394)2

V1=9923N

D1=√ 2,94.2,5 .9925(2)100,53. 106

D1=38 mmEn (B)

En el punto B´ sufre flexión torsión y fuerza cortante por lo tanto se aplica la siguiente formula a causa de esfuerzos combinados

MB=√(396)2+(144)2

MB=421 N-m

DB=[(64π

)√(1,5 (421 )100,53.106

)2

+ 34 ( 2377352.106 )

2

]1/3

DB= 56 mm

CÁLCULO DE LA CHAVETA

EJE INTERMEDIO

P = T x n / 9559

T= 434 N- m

F = T / r

F = 434 / 0.018

F = 24111 N

Este es la chaveta para el eje intermedio pero es del segundo engrane acoplado al piñón 1


Utiliza en rango de 30 a 38 de diámetro de la tabla de abajo

Para seleccionar el material de la lengüeta utilizamos la siguiente tabla, obteniendo que b=10; h=8; t1= 5+0.2; t2 = 2.4+0.2

Continua abajo

Continuación elige el material para la chaveta Se realizó un análisis por Comprensión: el σD = Sy/2 = F/(h/2) x l 359/2 =24111/ 4 x l


L = 33 mmSe realizó un análisis de corteƬD = 0,557 x Sy / 2 = F / b x l 0,557 x 359 / 2 = 24111 / 10 x lL = 24 mmA partir de este valor podemos decir que es valor máximo para seleccionar la chaveta ya que el de menor valor presentaría un exceso de juego.

AISI 5150

CÁLCULO DE LA CHAVETA

P = T x n / 9559

T= 434 N- m

F = T / r

F = 434 / 0.018

F = 24111N

Este es la chaveta para el eje intermedio pero es del tercer piñón numero 3



Se realizó un análisis por Comprensión: el σD = Sy/2 = F/(h/2) x l 359/2 =24111/ 4 x lL = 33 mmSe realizó un análisis de corteƬD = 0,557 x Sy / 2 = F / b x l 0,557 x 359 / 2 = 24111/ 10 x lL = 24 mmA partir de este valor podemos decir que es valor máximo para seleccionar la chaveta ya que el de menor valor presentaría un exceso de juego.


CÁLCULO DE LA CHAVETA PARA EJE DE SALIDA

Diámetro es de 30mm

P = T x n / 9559

T= 434 N- m

F = T / r

F = 79.23/ 0.015

F = 5282N




Se realizó un análisis por Comprensión: el σD = Sy/2 = F/(h/2) x l 207/2 =5282/ 3.5 x lL = 14.5 mmSe realizó un análisis de corteƬD = 0,557 x Sy / 2 = F / b x l 0,557 x 207 / 2 = 5282 / 8 x l L = 11.45mm

CÁLCULO DE LA CHAVETA PARA LA SALIDA

Diámetro es de 56mm

P = T x n / 9559

T= 2377 N- m


F = T / r

F = 2377/ 0.056

F = 42446N




Se realizó un análisis por Comprensión: el σD = Sy/2 = F/(h/2) x l 565/2 =42446/ 5 x lL = 30 mmSe realizó un análisis de corteƬD = 0,557 x Sy / 2 = F / b x l 0,557 x 565 / 2 = 42446 / 16x lL = 16.8mm

ELECCIÒN DE RODAMIENTOS:

lh= l90.106

n .60

l 90=¿

Para el eje intermedio

Se escoje el intermedio , ya que la reaccion es mayor al eje de entrada,se elije un rodamiento que tenga un tiempo de vida de 2 años.

17280=l 90.106

411.60

l 90=426,12

426,12=( c2907

)3

c=21,87KN


Diametro =25Se elijio el rodamiento 6305_2z

Para el eje de salida

Para este caso el rodamiendo tendra 1 año de vida , debido a que la carga es demasiado alto

8640= l 90.106

75.60

l 90=38,88

38,88=¿

c=33,62KN

Diametro =35 mm

Se elijio el rodamiento 6307_2z


CONCLUSIONES:

Se logró realizar los planos de fabricación de acuerdo a las normas de dibujo técnico, y también el ensamble del reductor con cada pieza diseñada, todo de acuerdo a normas técnicas.

Se pudo analizar un sistema de reducción de velocidad mediante los cálculos matemáticos y los conocimientos adquiridos en el curso

Se pudo diseñar los distintos mecanismos que conforman un reductor de velocidad, utilizando el software CAD/CAE

se pudo determinar el material de cada elemento , utilizando tablas de aceros aleados,cementados,etc.

BIBLIOGRAFIA:

http://www.monografias.com/trabajos82/diseno-transmision-engranajes-rectos/diseno-transmision-engranajes-rectos2.shtml

DISEÑO DE ELEMENTOS DE MÁQUINAS de V. M. Faires, Cuarta Edición Ed. Montaner y Simon S.A.




Anexos


rubrica2

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