transportador de rodillos para el transporte de tv de 21origen

TRANSPORTADOR DE RODILLOS MOTORIZADO MEC-340

NOMBRE: Salgueiro Huaranca Luis Iván

CARRERA: Ing. Electromecánica

MATERIA: Máquinas de elevación y transporte

DOCENTE: Ing. Fernando Torres

Sucre – Bolivia

SALGUEIRO HUARANCA LUIS IVAN CARRERA: ING. ELECTROMECÁNICA


TRANSPORTADOR DE RODILLOS PARA EL TRANSPORTE DE TV DE 21”

DISEÑO Y CALCULO

MARCO REFERENCIAL DEL PROYECTO

El transportador de rodillos es un dispositivo que, como su nombre lo indica, utiliza rodillos metálicos para facilitar el manejo y traslado de una gran diversidad de objetos, tales como cajas, tarimas, llantas, tambos, paquetes, etc. dentro de una gran diversidad de procesos industriales siempre y cuando que cumplan la condición de contar con un fondo regular.

Tipos de transportadores de rodillos

Por gravedad.- Como su nombre lo indica, este dispositivo se apoya en la fuerza de gravedad del objeto para que se deslice entre los rodillos.

De rodillos por banda.- En este tipo de transportadores los rodillos son accionados por medio de una banda que los motoriza.

De rodillos accionados por cadena.- En este tipo de transportadores los rodillos son accionados por medio de una cadena que transmite la cadena de rodillo a rodillo, este tipo de transportadores es el que utilizaremos para nuestro diseño

JUSTIFICACION

OBJETIVO GENERAL

Diseño y calculo de un transportador de rodillos para el transporte de televisores de 21 pulgadas

OBJETIVOS ESPECIFICOS

Diseño del sistema de transmisión de potencia

Diseño de el transportador de rodillos

Diseño del reductor de velocidades necesario



Diseño de la estructura soporte

Diseño del accionamiento de los motores coordinados por un PLC

PARAMETROS DE DISEÑO

El motivo del diseño del transportador es el traslado de TV de 21” el cual tiene las siguientes dimensiones y características:

Datos constructivos

Del transportador

Distancia total de transporte = 8metros en línea recta y una curva con otro trayecto recto de 8metros (fraccionado en 8 tramos de 1 metro cada uno)

Velocidad de transporte = 0.38m/Seg = 1368m/h

Del material a transportar

Cajas con TV 21”

Peso = 20Kg

Dimensiones = 40x53x65cm

PARAMETROS SECUNDARIOS

El transportador es accionado eléctricamente por varios motores eléctricos ubicados longitudinalmente cada 1 metro del transportador para prever las pérdidas de potencia por la transmisión.

SISTEMAS

En el diseño del transportador de rodillos se presentan los siguientes sistemas:

Sistema de transmisión de potencia.- Este sistema comprende la transmisión y reducción de velocidad del motor eléctrico a los rodillos que trasladaran la carga transporte.

Sistema de transporte.- Es el sistema que gobierna el traslado del producto y comprende al rodillo base.

Sistema de control.- Este se encarga del motor tanto de su accionamiento y de su cese de forma coordinada, de manera que éstos comiencen su funcionamiento al mismo tiempo y trabajen ocho horas diarias divididas en dos (cuatro por la mañana y cuatro por la tarde)

DISEÑO PRELIMINAR

Capacidad de carga real de los rodillos motorizados Cr

Cr = Cd * Kr * Kh (1)



Cd= carga dinámica en rpm

La siguiente tabla tiene varios Cd de acuerdo a la velocidad y el diámetro, esto nos sirve de guía para hallar el diámetro más recomendable que soporte el peso de un hombre previendo que algún mecánico al realizar cualquier cambio o mantenimiento se suba en dicho rodillo (calcular para un peso mayor a 100 Kg.).

Viendo y comparando el más recomendable es el de 60mm de diámetro.

Cd= 175.68 kg

Kr = coeficiente de reducción referida a su longitud

Kr = 1

Kh= coeficiente de corrección referido a la duración solicitada en horas de funcionamiento

Para un tiempo de trabajo de 20000 horas y trabajando ocho horas a la semana de lunes a viernes se tiene:

Kh=0.79

Reemplazando todo en la ecuación 1 se tiene:

Cr =175.68*1*0.790

Cr=138.787 Kg

Lo mínimo que debe soportar cada rodillo son 100Kg y como se puede evidenciar Cr > 100kg

Con la velocidad que tenemos de 0.38m/Seg y el diámetro de 60mm podemos hallar la velocidad angular en RPM que tendrá cada rodillo, (tabla). Para ello debemos interpolar



n=120RPM

DISEÑO Y ESPECIFICACION DE ELEMENTOS Y CONJUNTO

1) CALCULO DE CANTIDAD MAXIMA DE CARGA EN PIEZAS POR HORA

La cantidad de carga en piezas por hora esta expresada por la siguiente ecuación:

Np=3600∗V

lt

Donde:

Np= cantidad de carga en piezas por hora

V= velocidad de transporte

lt = longitud del material, pieza o elemento a transportar

Se tiene:

N P=3600∗0.38

0.65=2104.62

piezashora

1.1) CALCULO DEL CAUDAL MAXIMO DE CARGA QMAX

Para el cálculo del caudal máximo de carga es necesario tomar en cuenta la cantidad de carga en piezas por hora y la masa de cada pieza que es de 20 kg

Q= Np∗Mp1000

Q=20∗2104 .62

1000=42.09

tnh

=42092.31kg

h



1.2) CÁLCULO DE LA CARGA DISTRIBUIDA QMAX

Qq=QMAX

3 .6∗V

Qq=42 .09

3 .6∗1368=0 .00854

Tonm

=8 .545kgm

CALCULO DE LA POTENCIA DE ACCIONAMIENTO

2) Fuerza tangencial

La fuerza tangencial Fu es posible calcular a través de la siguiente ecuación:

Fu=f g∗L∗g∗(mq+Q

3.6V )± QH3.6V

g

Donde:

Fu=Fuerza tangencial [KN]

Fg= 0.045 (Coeficiente total de fricción)

g= 9.8 m/Seg2 (Aceleración de la gravedad)

mq=Masa de los rodillos distribuida en la trayectoria [Kg/m]

Q=42.09 Tn/h (Capacidad o caudal másico)

V= 0.38 m/Seg (velocidad de transporte)

L= 1m (longitud de transporte en proyección horizontal en metros, ésta será de 1m por las consideraciones ya mencionadas en los datos constructivos)

H=altura de transporte en m (+) para subida, (-) para bajada, en nuestro caso es cero como es completamente horizontal.

Antes de calcular la fuerza tangencial es necesario calcular mq=mr*z` en donde:

mr = 0.7*(masa del rodillo) = 0.7*(4.033 Kg) = 2.8231 Kg

z` = z/Lt = 9.56 rodillos/metro

Mq =2.8231*9.56 = 26.99 Kg/m

Entonces ahora reemplazamos todo en la ecuación de la Fu



Fu=0.045∗3∗9 .8∗(26.99+0.00854 )=11.9064KN

2.1) CALCULO DE LA POTENCIA DE ACCIONAMIENTO

P3000msnm=FU∗Vηg

P3000msnm=11.91∗0.38

0.88∗0.91∗0.94=5.65KW=7,577HP

2.2) POTENCIA DEL MOTOR

Para la adopción de un motor adecuado para nuestro transportador tomamos en cuenta las perdidas de potencia que pueden haber en la transmisión y por los mismos componentes del transportador elegimos uno de mayor potencia a la calculada

P = 7.5 KW = 10HP

Por lo tanto, elegiremos un motor de inducción asincrónico trifásico de 10HP y 2930RPM.

De marca WEG 132M



Dimensiones de la carcasa en milímetros.

3) RESISTENCIA TOTAL (FR)

FR= FR1 + FR2 + FR3

3.1) RESISTENCIA DE RODADURA DEL RODILLO (FR1)

FR1=MC∗g∗2 f

D

MC= 20Kg

g = 9.81 m/Seg2

f = 0.1cm

D = 60mm = 6cm

Reemplazando todo en la ecuación FR1

FR1=20∗9.8∗2∗0.1

6=6.533N

3.2 RESISTENCIA DE ROZAMIENTO DEL RODAMIENTO (FR2)

FR2=(M c+mr∗z

¿ )∗g∗µ∗dD



Z*=6

µ=0.035

d=15mm

D=60mm

FR2=(20+2.8231∗6 )∗9.8∗0.035∗15

60=3.1675N

3.3) Resistencia originada por la energía cinética transmitido (FR3)

FR3=2EKr∗zL

EKr=mr∗V

2

2∗f m=

2.8231∗0.382

2∗0.85=0.1733J

FR3=2 (0.1733 )∗9.56=3.314N

Con los datos obtenidos podemos hallar la resistencia total FR

FR = 13.014

3.4) Ángulos de elevación de los planos inclinados δ1 y δ2

δ1 = δ2= 0 (todo el trayecto es completamente horizontal)

3.6) Adopción de dimensiones del rodillo; diámetro exterior D y longitud B

Por las consideraciones antes expuestas como la capacidad real de carga, el diámetro mas recomendable es el de 60mm y una longitud de 577mm

D=60mm B=T=577mm

5) DISEÑO DE UN REDUCTOR DE VELOCIDADES PARA UN TRANSPORTADOR DE RODILLOS

DISEÑO: Se desea diseñar un reductor de velocidades que hará que como su nombre lo indica reduzca la velocidad de salida del motor a nuestra conveniencia, ya que esta velocidad es mucho muy alta a la que deseamos obtener para nuestro transportador.

Objetivo.- Se desea diseñar todos los elementos que componen un reductor de velocidades capaz de transmitir una potencia de 7.5 KW = 10 HP en un rango de velocidad de salida de 120 RPM.



1. Esquema.-

2. Selección del Motor.- Considerando pérdidas de 2% para cada uno de los trenes, tendremos:

Perdidas=0 .98∗0 .98∗0 .98=0 .9412

Por lo tanto, la potencia nominal del motor estará dada por:

PMot=PSal

Perdidas=7 ,57HP

0 . 9412=8 ,045HP

Nuestra potencia de salida Psal ya la hallamos anteriormente y es la requerida y también sabemos el motor a utilizar será un motor de inducción asincrónico trifásico de 10HP y 2930RPM.

De marca WEG 132M



Dimensiones de la carcasa en milímetros.

2.1 diseño de correas



Para este cometido se realizara una primera reducción de la velocidad del motor a la caja reductora ya que la relación de velocidades entre el motor y la maquina es muy alto y esto influiría en el tamaño y costo de la caja reductora.

Para este cometido se utilizara la marca universal de correas por el lugar de donde proceden en este caso es brasilero y muy cerca de Bolivia, es decir que se tendría un proveedor directo a Bolivia evitando gastos innecesarios de importación de lugares muy lejanos.

Para esto de reducirá un valor de 2930 RPM. A 1800 RPM. Para que la relación de velocidades de la caja reductora se reduzca a casi la mitad.

3. Diseño del 1º Tren.- (Engranajes rectos)

3.1. Calculo Geométrico.-Para el diseño del primer par de engranaje recto, trabajaremos con una relación de velocidades de 3.

RV 1=np 1

ng 2 ng 2=

n p1

RV 1

=18003

=600RPM



Supondremos un numero de dientes para el piñon 1: N p 1=18

RV 1=N g 2

N p 1 N g2=N p 1∗RV 1=18∗3=54

Con estos datos entramos al programa “MDESIGN” y calculamos el primer tren que en este caso se escogerá uno optimizado que nos dé un tamaño (el más pequeño).

ENGRANAGES RECTOS

Pressure angle 20°

Diametral pitch Pd = 8 teeth/in

Face width F = 2 in

Transmitted power P = 10 hp

Rotational speed of pinion np = 1800 rpm

Number of pinion teeth Np = 18

Desired output speed ng = 600 rpm

Design life L = 10000 h

Number of load applications per revolution q = 1

Rim thickness of pinion and gear tr = 0.5 0.5 in

Gear application Commercial enclosed gear units

Elastic coefficient Cp = 2300

Overload factor Ko = 1.75

Factor of safety SF = 1

Hardness ratio factor Ch = 1



Reliability factor Kr = 1

Results

Actual output speed ng = 600.000 rpm

Actual number of gear teeth Ng = 54

Gear ratio mg = 3.000

Qualty number Qv = 9.000

Geometry parameters

Pinion Gear

Pitch diameter D = 2.250 6.750

Outside diameter Do = 2.500 7.000

Root diameters Dr = 1.938 6.438

Base circle diameter Db = 2.114 6.343

Addendum a = 0.125 In

Dedendum b = 0.156 In

Clearance c = 0.031 In

Circular pitch p = 0.393 In

Whole depth ht = 0.281 In

Working depth hk = 0.250 In

Tooth thickness t = 0.196 In

Center distance C = 4.500 In

Fillet radius in basic rack rf = 0.037 In



Pinion Gear

Bending geometry factor J = 0.313 0.415

Pitting geometry factor I = 0.100

Force and speed factors

Pitch line speed vt = 1060.288 ft/min

Tangential force Wt = 311.111 lbf

Normal force Wn = 331.078 lbf

Radial force Wr = 113.235 lbf

Size factor Ks = 1.000

Load distribution factor Km = 1.198

Dynamic factor Kv = 1.202

Pinion Gear

Rim thickness factor Kb = 1.000 1.000

Number of load cycle Nc = 1.1e+009 3.6e+008

Bending stress cycle factor Yn = 0.936 0.955

Pitting stress cycle factor Zn = 0.898 0.921

Expected bending stress St = 13362.143 10086.257

Expected contact stress Sc = 1.107e+005 1.107e+005

Allowable bending stress number Sat = 14271.691 10564.199

Allowable contact stress number Sac = 1.233e+005 1.202e+005



For instance use through-hardened steel with hardness, HB

Pinion Gear

Grade 1 221.135 213.362

Grade 2 189.127 181.956

SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LOS ENGRANAJES.- Se seleccionara aceros:Se recomienda el acero AISI 1040 OQT 400 con una dureza de: 262 HB


4.1. Calculo Geométrico.-Para el diseño del primer par de engranaje recto, trabajaremos con una relación de velocidades de 2.5

RV 1=np 1

ng 2 ng 2=

n p1

RV 1

=6002.5

=240RPM

Supondremos un número de dientes para el piñón 1: N p 1=22

RV 1=N g 2

N p 1 N g2=N p 1∗RV 1=22∗2.5=55

Con estos datos entramos al programa y calculamos el primer tren que en este caso se escogerá uno optimizado que nos de un tamaño (el mas pequeño).

ENGRANAGES RECTOS

Pressure angle 20°




Face width F = 2 in














Results





Geometry parameters

Pinion Gear







Addendum a = 0.125 In

Dedendum b = 0.156 In

Clearance c = 0.031 In

Circular pitch p = 0.393 In

Whole depth ht = 0.281 In

Working depth hk = 0.250 In

Tooth thickness t = 0.196 In

Center distance C = 4.813 In

Fillet radius in basic rack rf = 0.037 In

Pinion Gear













Pinion Gear










Pinion Gear

Grade 1 261.229 258.792

Grade 2 230.732 223.871



SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LOS ENGRANAJES.- Se seleccionara aceros:Se recomienda el acero AISI 1040 OQT 400 con una dureza de:262HB


5.1. Calculo Geométrico.-Para el diseño del primer par de engranaje recto, trabajaremos con una relación de velocidades de 3.

RV 1=np 1

ng 2 ng 2=

n p1

RV 1

=2402

=120RPM

Supondremos un numero de dientes para el piñon 1: N p 1=26

RV 1=N g 2

N p 1 N g2=N p 1∗RV 1=26∗2=52

Con estos datos entramos al programa y calculamos el primer tren que en este caso se escogerá uno optimizado que nos de un tamaño (el más pequeño).



ENGRANAGES RECTOS

Pressure angle 20°


Face width F = 2.2 in














Results







Geometry parameters

Pinion Gear





Addendum a = 0.167 in

Dedendum b = 0.208 in

Clearance c = 0.042 in

Circular pitch p = 0.524 in

Whole depth ht = 0.375 in

Working depth hk = 0.333 in

Tooth thickness t = 0.262 in

Center distance C = 6.500 in

Fillet radius in basic rack rf = 0.050 in

Pinion Gear













Pinion Gear










Pinion Gear

Grade 1 298.801 292.646

Grade 2 260.785 255.106

SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LOS ENGRANAJES.- Se seleccionara aceros:Se recomienda el acero AISI 1050 OQT 400 con una dureza de: 321 HB

FUERZA EN LA POLEA.-



F=2CTp/D1=39.74 kg = 87.61 lb, C=263.3mm = 10.37 pulg

Fc=1.5*87.61 lb=131.414 lb.

Fx =131.39 lb

Fy =2.494 lb

Condición a<C

=1.08760

DISEÑO DE LOS EJES ENTRADA.-

DIAGRAMAS DE MOMENTOS FLECTORES Y CORTANTES .- (programa MDSOLID)

Eje 1

plano X-Y plano X-Z

CALCULO DEL DIÁMETRO DEL EJE (DISEÑO A LA RESISTENCIA).- A carga variable:

Cortante resultante Vr1= 131.414 lb.pulg



Momento resultante Mr2= 394.24 lb.pulgMomento resultante Mr3= 733.18 lb.pulgCortante resultante Vr4= 95.22 lb.pulg

d3 = [32 N/ * (Kt*M/Sn’)2+3/4(T/Sy)21/2 ]

Donde: Para diámetro D:1

Diámetro del eje = dCoeficiente de diseño : Nd=2 Par torsor medio : Tm=T=350 lb. Pulg.Factor de concentración de esfuerzos : Kt=1,5 por ser bien redondeado Momento tensional alternante: Ma=MrResistencia última a la tensión : Sut =50000 psi.(de un acero 1040 de 144HB)Limite de resistencia a la fatiga : Sn’ =Sn Cr Cs Factor de fatiga: Sn=35000 psia Factor de tamaño: Cs= (d/0.3)-0.1133 =0.85 Factor de confianza: Cr =0.81 (0.99 %)

Reemplazando todo en : d2 =0.804 normalizando: d =0.9843 pulg. (25mm) norma 6205 rodamientos ANSIReemplazando todo en : d3 =0.98 normalizando: d =1 pulg.

Para diámetro de la polea se quita los momentos:Entonces con eso tendremos:

d3 = [32 N/ * (3/4(T/Sy)21/2 ]

Reemplazando todo en : d1 =0.53 normalizando: d =0.75 pulg.

Para el calculo de los rodamientos se utilizara la formula basada en cortantes.

Vr=[(2,94*Kt*V)/ Sn’] 1/2

Reemplazando todo en : d1 =0.17 normalizando: d =0.9843 pulg. (25mm) norma 6205 rodamientos ANSI

Se recomienda acero AISI 1040 HR con una dureza de 144 HB.

Eje 2

plano X-Y plano X-Z




Cortante resultante Vr1= 574.45 lb.pulgMomento resultante Mr2= 1148.89 lb.pulgMomento resultante Mr3= 1852.73 lb.pulgCortante resultante Vr4= 394.2 lb.pulg

d3 = [32 N/ * (Kt*M/Sn’)2+3/4(T/Sy)21/2 ]


Diámetro del eje = dCoeficiente de diseño : Nd=2 Par torsor medio : Tm=T=350 lb. Pulg.Factor de concentración de esfuerzos : Kt=1,5 por ser bien redondeado Momento tensional alternante: Ma=MrResistencia última a la tensión : Sut =50000 psi.(de un acero 1040 de 144HB)Limite de resistencia a la fatiga : Sn’ =Sn Cr Cs



Factor de fatiga: Sn=35000 psia Factor de tamaño: Cs= (d/0.3)-0.1133 =0.85 Factor de confianza: Cr =0.81 (0.99 %)

Reemplazando todo en : d2 =1.15 normalizando: d =1.25 pulg. Reemplazando todo en : d3 =1.34 normalizando: d =1.5 pulg.

Para el cálculo de los rodamientos se utilizara la formula basada en cortantes.

Vr=[(2,94*Kt*V)/ Sn’] 1/2

Reemplazando todo en : d1 =0.42 normalizando: d =0.5906 pulg. (15mm) norma 6202 rodamientos ANSIReemplazando todo en : d1 =0.35 normalizando: d =0.5906 pulg. (15mm) norma 6202 rodamientos ANSI


Eje 3plano X-Y plano X-Z


Cortante resultante Vr1= 606.96 lb.pulgMomento resultante Mr2= 2731.32 lb.pulgMomento resultante Mr3= 2669.44 lb.pulg




d3 = [32 N/ * (Kt*M/Sn’)2+3/4(T/Sy)21/2 ]


Diámetro del eje = dCoeficiente de diseño : Nd=2 Par torsor medio : Tm=T=350 lb. Pulg.Factor de concentración de esfuerzos : Kt=1,5 por ser bien redondeado Momento tensional alternante: Ma=MrResistencia última a la tensión : Sut =50000 psi.(de un acero 1040 de 144HB)Limite de resistencia a la fatiga : Sn’ =Sn Cr Cs Factor de fatiga: Sn=35000 psia Factor de tamaño: Cs= (d/0.3)-0.1133 =0.85 Factor de confianza: Cr =0.81 (0.99 %)

Reemplazando todo en : d2 =1.54 normalizando: d =1.75 pulg.Reemplazando todo en : d3 =1.43 normalizando: d =1.75 pulg.


Vr=[(2,94*Kt*V)/ Sn’] 1/2

Reemplazando todo en : d1 =0.43 normalizando: d =0.7874 pulg. (20mm) norma 6204 rodamientos ANSIReemplazando todo en : d4 =0.62 normalizando: d =0.7874 pulg. (20mm) norma 6204 rodamientos ANSI


Eje 4

plano X-Y plano X-Z





Momento resultante Mr2= 2089.49 lb.pulg

Momento resultante Mr3= 994.95 lb.pulg

d3 = [32 N/ * (Kt*M/Sn’)2+3/4(T/Sy)21/2 ]

Donde:

Para diámetro D:1

Diámetro del eje = d

Coeficiente de diseño : Nd=2



Par torsor medio : Tm=T=350 lb. Pulg.

Factor de concentración de esfuerzos : Kt=1,5 por ser bien redondeado

Momento tensional alternante: Ma=Mr

Resistencia última a la tensión : Sut =50000 psi.(de un acero 1040 de 144HB)

Limite de resistencia a la fatiga :

Sn’ =Sn Cr Cs

Factor de fatiga: Sn=35000 psia

Factor de tamaño: Cs= (d/0.3)-0.1133 =0.85

Factor de confianza: Cr =0.81 (0.99 %)

Reemplazando todo en : d2 =1.51 normalizando: d =2 pulg.

Para diámetro de la polea se quita los momentos:

Entonces con eso tendremos:

d3 = [32 N/ * (3/4(T/Sy)21/2 ]

Reemplazando todo en : d4 =0.1.3 normalizando: d =1.5 pulg.


Vr=[(2,94*Kt*V)/ Sn’] 1/2






DISEÑO DE LAS CHAVETAS CUADRADOS.-

Diámetro del eje de la polea : d=23/16”

w=3/8”

h=1/4”

profundidad =3/8

Diámetro del eje del pinon : d=115/16”

w=1/2”

h=3/8”

profundidad =3/8

Diámetro del eje del engranaje : d=33/4”

w=3/4”

h=3/4”

profundidad =3/8

PRIMER EJE

Tabla 11.1 MOtt

DISEÑO DE CHAVETAS POR CIZALLADURA O CORTE:



Material: AISI 1020 HR

Propiedades: Sy=30000psi

Diámetro (D)

Torque (T) espesor (b)

Factor de diseño Sy

Longitud (L)

(plg) (lb. plg) (plg) (nd) (psi) (plg)

1 350 0,250 2,000 30000,000 0.0467

Es más seguro que una chaveta falle por corte por lo que no es necesario realizar

la verificación por aplastamiento.

Resumen:


Ancho: 0.250 pulg.

Altura: 0.250 pulg.

Longitud: 2 pulg

SEGUNDO EJE

Engrane 1



DbSy

TnL d4




Diámetro (D)



Longitud (L)


1.250 1050 5/16 2,000 30000,000 0.448



Resumen:


Ancho: 0.250 pulg.

Altura: 0.250 pulg.

Longitud: 2 pulg

Piñón 2



DbSy

TnL d4




Diámetro (D)



Longitud (L)


1.5 1050 3/8 2,000 30000,000 0,373



Resumen:


Ancho: 3/8 pulg.

Altura: 3/8 pulg.

Longitud: 2 pulg

TERCER EJE

Engrane 3


DbSy

TnL d4





Diámetro (D)



Longitud (L)


1,750 2625 0,5 2,000 30000,000 0,641



Resumen:


Ancho: 0.50 pulg.

Altura: 0.50 pulg.

Longitud: 2 pulg

Piñon 3



DbSy

TnL d4




Diámetro (D)



Longitud (L)


1,750 2625 0.5 2,000 30000,000 0,641



Resumen:


Ancho: 0.50 pulg.

Altura: 0.50 pulg.

Longitud: 2 pulg

CUARTO EJE



DbSy

TnL d4

DbSy

TnL d4




Diámetro (D)



Longitud (L)


2 5250 0,625 2,000 30000,000 0,746



Resumen:


Ancho: 0,625 pulg.

Altura: 0,625 pulg.

Longitud: 2.2 pulg

ESPESOR DE LA CAJA-.

Se determina (N) en funcion de las dimensiones de la caja


N=2 L+b+h3


L =588.1 mm. b =233.68 mm. h =254mm.

N =554.62 mm.

S espesor. caja = 12 mm.

LUBRICACIÓN-.

La lubricación es una parte muy importante en el desempeño del trabajo de un reductor de velocidades, para que este no sufra ningún tipo de falla, sin la lubricación adecuada, los engranajes estarán expuestos a excesivo rozamiento, lo cual derivar en una falla por contacto, además pueden tener cargas de choque y acabar con la rotura de los dientes del engranaje, provocando un mal funcionamiento que podría llevar a la rotura del eje. Para este reductor se va a usar un tipo de grasa dura que canaliza con facilidad, conveniente para engranajes de altas velocidades y con cargas altas.

Como lubricante se empleará un SAE 70 con densidad 800Kg/m³ tanto para engranajes como para rodamientos. Se ha supuesto una temperatura de trabajo del reductor de 40ºC.



SELECCIÓN DE ACOPLES

ACOPLAMIENTOS DE CUBIERTA OMEGA TM 1

Rexnord ha revolucionado la industria del acoplamiento flexible con el diseño del acoplamiento Omega TM de cubierta de poliuretano, dividida en dos unidades. Compuesto solo de cuatro partes: dos platos y dos medias cubiertas, el acoplamiento Omega TM está diseñado para facilitar

el montaje. El elemento flexible puede ser sustituido fácilmente

sin tocar los platos o desplazar y volver a alinear el

equipo conectado. El diseño de la unión entre poliuretano

y metal de este elemento flexible, y el sistema de fijación

mediante tornillos, hace que el montaje y desmontaje, sea

muy rápido y fiable.

Los acoplamientos flexibles OmegaTM no se han de lubricar.

El material flexible es un poliuretano de formulación especial, de un elevado rendimiento , fuerte, resistente a la fatiga y a las condiciones ambientales. El elemento flexible, torsionalmente flexible, protege el equipo conectado, absorbiendo cargas de choque, reduciendo vibraciones torsionales, y absorbiendo los efectos de las inevitables desalineaciones. El resultado es una reducción de la vibración del equipo, un intervalo de mantenimiento más largo, y en general, un coste de mantenimiento más bajo.

El acoplamiento OmegaTM es ideal para el uso en aplicaciones industriales, tales como: bombas, compresores de tornillo, soplantes, mezcladoras, machacadoras, etc. Ningún acoplamiento puede ofrecer todas estas características y beneficios.

•Fácil sustitución sin mover los platos o el equipo conectado.

•Elimina problemas de montaje y desmontaje asociados con los diseños de brida.

•Tornillos de fijación de fácil acceso.

•Ninguna necesidad de mantenimiento, excelente resistencia química.

•Protege el equipo, amortiguando cargas de choque y vibraciones torsionales.

•Compensa las inevitables desalineaciones con bajas fuerzas de reacción.

•No se ha de desmontar el acoplamiento para realizar una inspección.

•Los cubos del acoplamiento estándar y el espaciador son idénticos (reducción de stock).



5.1) Cálculo de la transmisión por cadena entre los rodillos, elegir un factor de servicio adecuado.

Relación de transmisión.- la relación de velocidades para nuestro caso es de 1 ya que todos los rodillos deben poseer una misma velocidad y no hay variación entre los diámetros de paso de sus catarinas.

Numero de dientes de las ruedas.- Se recomienda entre 17 y 25 dientes, en este caso asumimos un numero intermedio a este que podría ser de 20 dientes y como nuestro piñón y catarina deben tener el mismo tamaño para que nuestra relación de velocidades sea igual a 1 y por consiguiente una misma velocidad ambos son iguales.

Potencia nominal equivalente.- para hallarlo antes debemos hallar la potencia de diseño que será igual a la potencia a transmitir por el factor de servicio.

La potencia a transmitir es de 7,577HP Nuestro factor de servicio es de 1 considerando que es un

transportador de carga uniforme y nuestro motor es eléctrico. Por lo anterior expuesto nuestra potencia de diseño es de 7.577HPAhora ya tenemos todo para hallar nuestra potencia nominal equivalente, que es igual a la potencia de diseño por el factor de corrección de numero de dientes de la tabla que para nuestro caso es: Z=20 dientes y su factor de corrección es de 0.95. Entonces nuestra potencia nominal equivalente es la multiplicación de la Potencia de Diseño por el factor de corrección de los dientes, esto es igual a 7.198HP.

Diámetro de paso de las ruedas.- de la tabla 1 se determina que el paso es de ½” con esto y la siguiente fórmula hallamos el diámetro de paso



D p=P

sin( 180Z )

D p=1 /2} over {sin {left ({180} over {20} right )}} =3.196=81.19¿

Velocidad tangencial.- Utilizando la siguiente expresión

V=πDp∗np

12V= velocidad tangencial, pies/minDp= diámetro de paso, pulgadasnp= Número de revoluciones, RPM del piñón

V= π∗3.196∗12012

=99.8 ft /min

Como nuestra velocidad es de 99.8ft/min y según la tabla 1 el tipo de lubricante recomendable es el manual ya que se recomienda hasta velocidades de 300ft/min.

Longitud de la cadena.- podemos tomar un Cp= 30 a 50 pasos, en este caso tomamos un Cp=30 entonces con la siguiente expresión

Lp=2∗CP+Z1+Z2

2+

(Z1−Z2)2

4 π2∗CP

Lp=2∗30+ 20+202

+(20−20 )2

4 π2∗30=80 pasos

Hallando la longitud correcta será

80=2∗CP+20+20

2+

(20−20 )2

4π 2∗CP

C p=30 pasos

C=30*1/2”=15 pulgadas

Para transmisiones con cadenas de rodillos con velocidades tangenciales bajas se puede calcular la transmisión en función de la carga permisible de tracción de la cadena, de acuerdo a las siguientes pautas

Para : 50 ppm≤V ≤100 ppm Ft=Fu/8

Para: V <50 ppmF t=Fu/7



entonces Ft = 3700/8 = 462lb

ESTRUCTURA

Rodillo para carrera recta

Rodillo para curvas



Estructura portante de los rodillos



Uniones

Motor y caja reductora

Transportador de rodillos (completo)



7) DIBUJOS Y ESQUEMAS

Despiece del rodillo transportador

Disposición de los rodillos y sistema de accionamiento



Celosía (estructura portante)



Tipo de uniones



Sistema de accionamiento (disposición motor-reductor)

Esquema general del transporte


transportador de rodillos para el transporte de tv de 21origen

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