Diseño y Calculo de Un Reductor de Velocidad Transversal1

DISEO Y CALCULO DE UN REDUCTOR DE VELOCIDAD

I INTRODUCCION.-Los reductores son diseados a base de engranajes, mecanismos circulares y dentados con geometras especiales de acuerdo con su tamao y la funcin en cada motor. Sin la correcta fabricacin de los motorreductores, las mquinas pueden presentar fallas y deficiencias en su funcionamiento. La presencia de ruidos y recalentamientos pueden ser aspectos que dependan de estos mecanismos, de all la importancia del control de calidad.El desarrollo de esta mquina y del sistema inteligente de medicin le permite a las empresas ser mucho ms competitivas y aumentar sus conocimientos.

En pocas palabras los reductores son sistemas de engranajes que permiten que los motores elctricos funcionen a diferentes velocidades para los que fueron diseados. Rara vez las mquinas funcionan de acuerdo con las velocidades que les ofrece el motor, por ejemplo, a 1.800, 1.600 o 3.600 revoluciones por minuto. La funcin de un motorreductores es disminuir esta velocidad a los motores (50, 60, 100 rpm) y permitir el eficiente funcionamiento de las mquinas, agregndole por otro lado potencia y fuerza.Los reductores son diseados a base de engranajes, mecanismos circulares y dentados con geometras especiales de acuerdo con su tamao y la funcin en cada motor.Sin la correcta fabricacin de los motorreductores, las mquinas pueden presentar fallas y deficienciasen su funcionamiento. La presencia de ruidos y recalentamientos pueden ser aspectos que dependan de estos mecanismos, de all la importancia del control de calidad.El desarrollo de esta mquina y del sistema inteligente de medicin le permite a las empresas ser mucho ms competitivas y aumentar sus conocimientos.En pocas palabras los reductores son sistemas de engranajes que permiten que los motores elctricos funcionen a diferentes velocidades para los que fueron diseados.Rara vez las mquinas funcionan de acuerdo con las velocidades que les ofrece el motor, por ejemplo, a 1.800, 1.600 o 3.600 revoluciones por minuto. La funcin de un motorreductor es disminuir esta velocidad a los motores (50, 60, 100 rpm) y permitir el eficiente funcionamiento de las mquinas, agregndole por otro lado potencia y fuerza.CARACTERISTICAS DEL REDUCTOR O MOTORREDUCTOR TAMAO

Potencia, en HP, de entrada y de salida. Velocidad, en RPM, de entrada y de salida. PAR (o torque), a la salida del mismo, en KG/m. Relacin de reduccin: ndice que detalla la relacin entre las RPM de entrada y salida.

CARACTERISTICAS DEL TRABAJO A REALIZAR

- Tipo de mquina motriz. - Tipos de acoplamiento entre mquina motriz, reductor y salida de carga. - Carga: uniforme, discontinua, con choque, con embrague, etc. - Duracin de servicio: horas/da. - N de Arranques/hora.

Tipos de engranajes:

Engranajes rectos: Tienen forma cilndrica y funcionan sobre ejes paralelos. Los dientes son rectos y paralelos a los ejes. Cremallera recta: Un engranaje recto que time dientes rectos los cuales forman ngulos rectos con la direccin del movimiento. Engranes helicoidales: Un engranaje helicoidal de forma cilndrica y dientes helicoidales. Los engranajes helicoidales paralelos operan sobre ejes paralelos y, cuando ambos son externos, las hlices tienen sentido contrario. Engranes con dientes helicoidales angulares: Cada uno de ellos tienen dientes helicoidales con hlice hacia la derecha y hacia la izquierda, y operan sobre ejes paralelos. Estos engranajes tambin se conocen como de espinas de pescado. Engranes con hlices cruzadas: Estos engranajes operan sobre ejes cruzados y pueden tener dientes con el mismo sentido o con sentido opuesto. El trmino de engranajes de hlices cruzadas ha reemplazado el antiguo de engranaje en espiral. Engranes de tornillo sin fin: Es el engranaje que se acopla a un tomillo sin fin. Se dice que un engranaje de un tomillo sin fin que se acopla a un tomillo de este tipo cilndrico es de una sola envolvente. Engranes con tomillo sin fin cilndrico: Es una forma de engranaje helicoidal que se acopla a un engranaje de tornillo sin fin. Engranes de tornillo sin fin de doble envolvente: Este comprende tomillos albardillados sin fin, acoplado a un engranaje de tomillo sin fin. Engranes cnicos: Tienen forma cnica y operan sobre ejes que se interceptan y forman por lo comn ngulos rectos. Engranes cnicos rectos: Estos engranajes tienen elementos rectos de los dientes los cuales si se prolongaran, pasaran por el punto de interseccin de los ejes.

Ventajas

Las transmisiones de engranajes encerrados vendidas por los fabricantes ofrecen varias ventajas sobre los dispositivos abiertos de transmisin de potencia: Seguridad, proteccin contra las partes mviles. Retencin del lubricante. Proteccin contra el medio ambiente. Economa de la fabricacin en cantidades grandes.

1.1 JUSTIFICACION.-

Diseo de un mecanismo que nos permita reducir la velocidad de salida de un motor elctrico y a la vez aumentar el par torsor; segn las necesidades del cliente. (Potencia, relacin de velocidad y factor de servicio)

1.2 OBJETIVO.-El presente proyecto tiene como objetivo disear un reductor de Velocidad que tendr un motor elctrico como impulsor e impulsa a una mquina de cinta de transporte de equipo pesado. Decidir las funciones detalladas y los requisitos para disear un reductor de velocidad, seguro y durable que pueda reducir los costos de fabricacin de maquinaria y accesorios que necesiten de ciertas caractersticas especficas. (Potencia relacin de velocidad y factor de servicio). Determinar el diseo de cada elemento con detalle. Trazando adems dibujos de conjunto y de detalles para comunicar el diseo a otros que lo puedan consultar.

2 MARCO TEORICO2.1 DESCRIPCION DEL PROYECTOSe requiere disear un reductor de Velocidad que impulsara a una mquina de cinta transportadora de equipo pesado.En todo tipo de industria siempre se requiere de equipos, cuya funcin es variar las r.p.m. de entrada, que por lo general son mayores de 1200, entregando a la salida un menor nmero de r.p.m., sin sacrificar de manera notoria la potencia. Esto se logra por medio de los reductores y motorreductores de velocidad.

2.1.1 UBICACIN Y ORIENTACIONESPECIFICACION 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 desempee lo mejor posible dentro del campo Industrial y por lo tanto genere ms ganancias para quien o quienes lo estn ocupando.Las Especificaciones son las siguientes:

CAPITULO III3 INGENIERIA DEL PROYECTO.-SELECCIN DEL MOTOR ELECTRICO POR CATALOGO

Datos de Diseo

1Potencia a Transmitir 20 hp

2Velocidad de Salida del Reductor 120 rpm

Potencia del Motor

P= 20 hp

POTENCIA REQUERIDAPara la potencia requerida es necesario multiplicara la potencia del motor por un factor de sobrecarga el cual viene dado por el trabajo que realizara la maquina

=

Como el reductor que disearemos es para una cinta transportadora de trabajo pesado decimos: Motor electrico = uniforme Transportadora de trabajo pesado = choque pesado

Maquina Impulsada

Fuente de PotenciaUniformeChoque LigeroChoque ModeradoChoque Pesado

Uniforme1.001.251.501.75

Choque Ligero1.201.401.752.25

Choque Moderado1.301.702.002.75

= 20* 1.5= 30 hp

Motor tipo W22 Carcasa de Hierro Gris - Standart Efficiency - IE3

Dimensiones del Motor Elctrico

VALOR DEL TREN.-TV = (VR1) (VR2) (VR3) = (n1/n2) (n2/n3) (n3/n4) = 24Calculo: (VR1)= 3.7(VR1)= (n1/n2) n2 = 790 rpm(VR2)= 2.8(VR2)= (n2/n3) n3 = 282 rpm(VR3)= (n3/n4) (VR3) = 2.3

22

Donde la entrada a la caja reductora de la Catarina calculada (2925 rpm):n1 = 2925 rpm (Nmero de revoluciones del eje de entrada) n2 = 790rpm (Nmero de revoluciones del eje intermedio)n3 = 282 rpm (Nmero de revoluciones del eje intermedio)

n4 = 120 rpm (Nmero de revoluciones del eje de salida)VR1 = 3.7 (Relacin de velocidades del primer tren)VR2 = 2.8 (Relacin de velocidades del segundo tren)VR3 = 2.35 (Relacin de velocidades del segundo tren)

DISEO DE ENGRANES (CLCULOS)

GEOMETRIA, CALCULOS Y DISEO

PRIMER TREN (ENGRANES CONICO RECTO)

Los engranajes cnicos se utilizan para transferir el movimiento entre ejes no paralelos, por lo general en el uno al otro. Los dientes de los engranajes cnicos rectos son rectas y mentira a lo largo de un elemento de la superficie cnica. Lneas a lo largo de la cara de los dientes a travs del crculo de paso se encuentran en el vrtice del cono de tono. Las lneas centrales de tanto el pin y el engranaje tambin se renen en este vrtice. En la configuracin estndar, los dientes se estrechan hacia el centro del cono. Consulte la ayuda grfico "montado a horcajadas engranajes" para ver esta geometra.

Las dimensiones clave se especifican ya sea en el extremo exterior de los dientes o en la posicin media, la media de la cara. Tenga en cuenta que la suma de los ngulos de cono de tono para el pin y el engranaje es. Tambin, para el par de engranajes cnicos que tienen una relacin de unidad, cada uno tiene un ngulo de cono de paso de. El engranaje de tal manera que, llamado engranaje de inglete, se utiliza simplemente para cambiar la direccin de los ejes en un accionamiento de la mquina sin afectar entonces la velocidad de rotacin.

Muchas ms caractersticas deben especificarse antes de que los engranajes se pueden producir. Por otra parte, muchos engranajes exitosos, disponibles comercialmente son hechos de una forma no estndar. Por ejemplo, la adicin del pin se hace a menudo ms largo que el de la rueda dentada. Algunos fabricantes modifican la pendiente de la raz de los dientes para producir una profundidad uniforme, en lugar de utilizar el estndar, la forma cnica.

El ngulo de presin,, tpicamente, pero y se utilizan a menudo para evitar interferencias. El nmero mnimo de dientes para engranajes cnicos rectos es tpicamente 12.

El montaje de los engranajes cnicos es crtico si el rendimiento satisfactorio se quiere lograr. La mayora de engranajes comerciales tienen una distancia de montaje definida. Es la distancia de alguna superficie de referencia, tpicamente la parte de atrs del cubo de la rueda, hasta el vrtice del cono terreno de juego. Debido a que los conos de paso de los engranajes de acoplamiento tienen vrtices coincidentes, la distancia de montaje tambin localiza el eje del engranaje de acoplamiento. Si el engranaje est montado a una distancia menor que la distancia de montaje recomendada, los dientes probablemente unirse. Si se monta a una distancia mayor, habr holgura excesiva, causando funcionamiento ruidoso y spero.

Caractersticas geomtricas de engranajes cnicos rectos:

Gear ratio

Pitch diameters

pinion

gear

Pitch cone angles

pinion

gear

Outer cone distance

Nominal face width

Maximum face width

(whichever is less) Mean cone distance

Note: is defined for the gear, also called .

Mean circular pitch

Mean working depth

Clearance

Mean whole depth

Mean addendum factor

Gear mean addendum

Pinion mean addendum

Gear mean dedendum

Pinion mean addendum

Gear dedendum angle

Pinion dedendum angle

Gear outer addendum

Pinion outer addendum

Gear outside diameter

Pinion outside diameter

Debido a la forma cnica de engranajes cnicos y debido a la forma de evolvente-diente, un conjunto de tres componentes de las fuerzas acta sobre los dientes de engranajes cnicos. Usando la notacin similar a la de los engranajes helicoidales, vamos a calcular la fuerza tangencial,; fuerza radial,; y la fuerza axial. Se supone que las tres fuerzas actan simultneamente en la cara media de los dientes y en el cono de campo. Asimismo, el real de la fuerza resultante es un poco desplazado del centro, no hay resultados de errores graves.

La fuerza tangencial acta tangencial al cono terreno de juego y es la fuerza que produce el par de torsin sobre el pin y el engranaje. El par de torsin puede calcularse a partir de la potencia conocida transmitida y la velocidad de rotacin:

Then, using the pinion, for example, the transmitted load is

where:

= mean radius of the pinion

Recuerde que el dimetro de paso, d, se mide a la lnea de paso de los dientes en su extremo grande.La carga radial acta hacia el centro del pin, perpendicular a su eje, provocando la flexin del eje de pin. Por lo tanto,

La carga axial acta en paralelo al eje del pin, que tiende a empujar lejos del apareamiento. Causa una carga de empuje en los rodamientos del eje. Tambin produce un momento de flexin en el eje, ya que acta en la distancia desde el eje igual al radio medio del engranaje. Por lo tanto,

El anlisis de estrs para los dientes de engranaje cnico es similar a la ya presentada para la espuela y dientes de los engranajes helicoidales. La tensin mxima de flexin se produce en la raz del diente en el filete. Este estrs puede ser computado

where:

= overload factor;

= size factor

= load-distribution factor

= dynamic factor.

Factores que afectan el factor dinmico incluyen la precisin de fabricacin de dientes de engranaje (nmero Q de calidad); la velocidad de lnea de paso,; la carga del diente; y la rigidez de los dientes. Norma AGMA 2003-A86 recomienda el siguiente procedimiento para la informtica para doblar clculo de la resistencia

where:

Por lo general, como una decisin de diseo, utilice dos Grado 1 engranajes de acero que son a travs endurecido a 300 HB con 36.000 psi. El mdulo de elasticidad para ambos engranajes es psi.

Doblado factor de geometra, J, es dependiente del nmero de dientes de engranaje para las que se desea factor de geometra y sobre el nmero de dientes en el engranaje de acoplamiento. Los valores se pueden encontrar de norma AGMA 6010-E88.

El enfoque para el diseo de engranajes cnicos para resistencia a la picadura es similar a la de los engranajes de dientes rectos. El modo de fallo es la fatiga de la superficie de los dientes bajo la influencia de la tensin de contacto entre los engranajes de acoplamiento.

El esfuerzo de contacto, llamado el estrs Hertz,, puede calcularse a partir

where:

= elastic coefficient;

Using = 0.634 allows the use of the same allowable contact stress as for spur and helical gears.

where:

= reliability factorSF = factor of safety

= stress cycle factor.

where: L = design life in hoursn = rotational speed in rpmq = number of load applications per revolution.

Procedure for selecting materials for contact stress

where:

= pitting resistance stress cycle factor.

Input data:

Bevel Gearing

Pressure angle20

Diametral pitchPd =9teeth/in

Transmitted powerP =20hp

Rotational speed of pinionnp =2925rpm

Number of pinion teethNp =24

Desired output speedng =962rpm

Design lifeL =20000h

Number of load applications per revolutionq =1

Elastic coefficientCp =2300

Overload factorKo =1.5

Load-distribution factorKm =1.8

Factor of safetySF =1

Hardness ratio factorCh =1

Reliability factorKr =1

Result

Actual output speedng= 961.644 rpm

Actual number of gear teethNg= 73

Gear ratiomg= 3.042

Qualty numberQv= 11.000

Geometry parameters

Pinion Gear

Pitch diameterD= 2.667 8.111 in

Pitch cone angle= 18.199 71.801

Outer cone distanceA0= 4.269 in

Face widthF= 1.280 in

Mean cone distanceAm= 3.629 in

Mean circular pitchPm= 0.297 in

Mean working depthh= 0.189 in

Clearancec= 0.024 in

Mean whole depthhm= 0.213 in

Mean addendum factorc1= 0.241 in

Pinion Gear

Mean addenduma= 0.143 0.046 in

Mean dedendumb= 0.069 0.167 in

Dedendum angle= 1.092 2.634

Outer addendumao= 0.173 0.058 in

Outside diameterdo= 2.995 8.147 in

Bending geometry factorJ= 0.273 0.232

Pitting geometry factorI= 0.092

Force and speed factors

Torque on the pinionTp= 430.769 lbf.in

Tang., WtRadial, Wr Axial, Wx

Forces on the pinionW= 380.052 131.408 43.203 lbf

Pitch line speedvt= 2042.035 ft/min

Dynamic factorKv= 0.957

Size factorKs= 1.000

Pinion Gear

Number of load cycleNc= 3.5e+009 1.2e+009

Bending stress cycle factorYn= 0.917 0.935

Pitting stress cycle factorZn= 0.874 0.897

Expected bending stressSt= 23488.815 27591.808 psi

Expected contact stressSc= 78364.345 78364.345 psi

Allowable bending stress numberSat= 25619.577 29504.727 psi

Allowable contact stress numberSac= 89671.025 87405.863 psi

Note

After computing the values for allowable bending stress number and for allowable

contact stress number, you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to

select a suitable material. Consider first whether the material should be steel,

cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.

For instance use through-hardened steel with hardness, HB

Pinion Gear

Grade 1= 188.109 216.103

Grade 2= 180.000 180.000

Material:

PinEngrane

Sc = 78364.345

78.3 KsiSt= 23488.815

23.5 Ksi

Sac= 89671.025

89.7 KsiSat= 25619.577

25.6 Ksi

AISI 4140 Recocido

AISI 4340 Recocido

HB= 197HB=217

SEGUNDO TREN (ENGRANES HELICOIDALES)

Helical gears

The teeth on helical gears are inclined at an angle with the axis, that angle being called the helix angle. If the gear were very wide, it would appear that the teeth wind around the gear blank in a continuous, helical path. However, practical considerations limit the width of the gears so that the teeth normally appear to be merely inclined with respect to the axis of the shaft.

Helical gear design

Actual output speed (gear)

= rotational speed of the pinionVR= Velocity Ratio ; VR= mg = gear ratio for speed reducers

= number of teeth on the gear, pinion

The spreadsheet computes the approximate number of gear teeth to produce the desired speed from ( = desired output speed). But, of course, the number of teeth in any gear must be integer, and the actual value of is selected by the designer.

Helical gear geometry

Pitch diameter

Outside diameter

Addendum

Dedendum

Clearance

Root diameter

Base circle diameter

where:

= transverse pressure angle

Circular pitch

Normal circular pitch

Diametral pitch

Normal Diametral Pitch

Axial pitch

Whole depth

Working depth

Tooth thickness

Center distance

Bending geometry factor, J, is dependent on the number of teeth on the gear and helix angle for which the geometry factor is desired and on the number of teeth in the mating gear. Values can be found from AGMA Standard 908-B89(R1995).

Pitting geometry factor, I, is dependent on the number of teeth of gear and helix angle for which geometry factor is desired and on the number of teeth in mating gear. Values can be found from AGMA Standard 908-B89(R1995)AGMA Standard 218.01.


Pitch line speed

Tangential force

or

where: P = transmitted power

Radial force

Normal force

Axial force

Expected bending stress

where:

= overload factor

= size factor

= load-distribution factor

= rim thickness factor

= dynamic factor.

The AGMA indicates that the size factor can be taken to be 1.00 for most gears. But for gears with large-size teeth or large face width F, a value greater than 1.00 recommended. The program computes the size factor automatically.

The determination of load-distribution factor is based on many variables in the design of the gears themselves as well as in the shafts, bearings, housings, and the structure in which the gear drive is installed. Therefore, it is one of the most difficult factors to specify. Much analytical and experimental work is continuing of values for . We will use the following equation for computing the value of the load-distribution factor:

where:

= pinion proportion factor is dependent on face width and pitch diameter

= mesh alignment factor.

The dynamic factor, , accounts for the fact that the load is assumed by a tooth with some degree of impact and that the actual load subjected to the tooth is higher than the transmitted load alone. The value of depends on the accuracy of tooth profile, the elastic properties of tooth, and the speed with which the teeth come into contact. AGMA Standard 2001-C95 gives recommended values for based on the AGMA quality number, , and the pitch line velocity. Gears in typical machine design would have AGMA quality ratings of 5 through 7, which are for gears made by hobbing or shaping with average to good tooling. If the teeth are finish-ground or shaved to improve the accuracy of the tooth profile and spacing, quality numbers in the 8 - 11 range should be used. Under very special conditions where teeth of high precision are used in applications where there is little chance of developing external dynamic loads, higher quality numbers can be used. If the teeth are cut by form milling, factors lower than those found from = 5 should be used. Note that the quality 5 gears should not be used at pitch line speed above 2500 ft/min. Note that the dynamic factors are approximate.

Expected contact stress

where:

= elastic coefficient that depends on the material of both the pinion and the gear. = 2300 for two steel gears. The program automatically selects the appropriate value after the user specifies the materials.

Procedure for selecting materials for bending stress

where:

= reliability factorSF = factor of safety

= stress cycle factor for bending.

AGMA Standard 2001-C95 allows the determination of the life adjustment factor, , if the teeth of the gear being analyzed are expected to experience a number of cycles of loading much different from . Note that the general type of material is a factor for the lower number of cycles. For the higher number of cycles, a range is indicated by a shaded area.

Expected number of cycles of loading

where: L = design life in hoursn = rotational speed in rpmq = number of load applications per revolution.

Procedure for selecting materials for contact stress

where:

= pitting resistance stress cycle factor.

AGMA Standard 2001-C95 specifies the determination of the stress cycle factor, . If the teeth of the gear being analyzed are expected to experience a number of cycles of loading much different from , a factor should be used. The user specifies the desired life for the system in hours and the program computes the values for and .

After computing the values for allowable bending stress number,, and for allowable contact stress number, , you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to select a suitable material. Consider first whether the material should be steel, cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.

Input data:

Helical Gearing

Normal pressure angle20

Helix angle =25

Normal diametral pitchPdn =8teeth/in

Face widthF =1.858in







Rim thickness of pinion and geartr =11in

Bending geometry factor of pinion and gearJ =0.520.58

Pitting geometry factorI =0.198

Gear applicationOpen gearing






Results

Diametral pitchPd= 7.250 teeth/in

Transverse pressure anglet= 21.880



Gear ratiomg= 2.458


Geometry parameters

Pinion Gear

Pitch diameterD= 3.310 8.137

Outside diameterDo= 3.586 8.413

Root diametersDr= 2.965 7.793

Base circle diameterDb= 3.072 7.551

Addenduma= 0.138 in

Dedendumb= 0.172 in


Circular pitchp= 0.433 in

Normal circular pitchPn= 0.393 in

Axial pitchPx= 0.929 in

Whole depthht= 0.310 in

Working depthhk= 0.276 in

Tooth thicknesst= 0.196 in

Center distanceC= 5.724 in

Fillet radius in basic rackrf= 0.041 in



Tangential forceWt= 791.371 lbf

Normal forceWn= 929.220 lbf

Radial forceWr= 317.812 lbf

Axial forceWx= 369.022 lbf


Load distribution factorKm= 1.320


Pinion Gear

Rim thickness factorKb= 1.000 1.000




Expected bending stressSt= 13876.668 12441.150

Expected contact stressSc= 89625.973 89625.973

Allowable bending stress numberSat= 14838.825 13092.466

Allowable contact stress numberSac= 99967.687 97920.789

Note






Pinion Gear

Grade 1 220.086 188.160

Grade 2 213.729 182.295

PinEngrane

Sc = 89616.90189.6 KsiSt= 12438.63212.4 Ksi

Sac= 99957.56899.9 KsiSat= 13089.81513 Ksi

AISI 4140 OQT 1300AISI 6150 Recocido

HB= 235HB=197

TERCER TREN (ENGRANES HELICOIDALES)

Input data:

Helical Gearing

Normal pressure angle20

Helix angle =25

Normal diametral pitchPdn =7teeth/in

Face widthF =2.124in







Rim thickness of pinion and geartr =11in

Bending geometry factor of pinion and gearJ =0.450.55

Pitting geometry factorI =0.215

Gear applicationOpen gearing






Results

Diametral pitchPd= 6.344 teeth/in

Transverse pressure anglet= 21.880



Gear ratiomg= 3.250


Geometry parameters

Pinion Gear

Pitch diameterD= 4.414 14.344

Outside diameterDo= 4.729 14.659

Root diametersDr= 4.019 13.950

Base circle diameterDb= 4.096 13.311

Addenduma= 0.158 in

Dedendumb= 0.197 in


Circular pitchp= 0.495 in

Normal circular pitchPn= 0.449 in

Axial pitchPx= 1.062 in

Whole depthht= 0.355 in

Working depthhk= 0.315 in

Tooth thicknesst= 0.224 in

Center distanceC= 9.379 in

Fillet radius in basic rackrf= 0.047 in



Tangential forceWt= 1464.036 lbf

Normal forceWn= 1719.056 lbf

Radial forceWr= 587.952 lbf

Axial forceWx= 682.691 lbf


Load distribution factorKm= 1.319


Face width/Axial pitchF/Px= 2.000

Pinion Gear

Rim thickness factorKb= 1.000 1.000




Expected bending stressSt= 23643.461 19344.650

Expected contact stressSc= 96692.185 96692.185

Allowable bending stress numberSat= 24879.738 19933.525

Allowable contact stress numberSac= 1.056e+005 1.028e+005

Note






Pinion Gear

Grade 1 237.679 204.392

Grade 2 228.906 196.297

Material:

PinEngrane

Sc = 96750.589

96.7 KsiSt=23644.507

23.6 Ksi

Sac= 1.057e+005

100.5 KsiSat= 24880.838

24.8 Ksi

AISI 6150 OQT 1300

AISI 6150 Recocido

HB= 241HB=212

CALCULO DE LAS DIMENSIONES DE LA CAJA DEL REDUCTOR

C=C= Distancia entre centros Dw= Dimetro de paso del pin Dg= Dimetro de paso del engrane

Primer Tramo:C1= 5.725 in

Segundo Tramo: C2=5.724 in

Tramo Total: Ct= C1+C2Ct= 15.103 in

DISEO DE EJES

CALCULO DE LAS FUERZAS DE PION Y ENGRANE (PRIMER TREN)

ANALISIS DE FUERZAS

Datos de fuerza que actan en el eje de entrada:

CALCULO DE LAS FUERZAS DE PION Y ENGRANE (SEGUNDO TREN)

Segundo Par ( Engranes Helicoidales)

Wt= 791.371 lb

Wr = 317.812 lb

Wx= 369.022 lb

Wn= 929.220 lb

3.1 NORMATIVA.-3.2 DISEO.-3.3 CONDISIONES Y CONSIDERACIONES.-4 CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES5 BIBLIOGRAFIA6 ANEXOS PLANOS

Diseño y Calculo de Un Reductor de Velocidad Transversal1

Documents

Transcript of Diseño y Calculo de Un Reductor de Velocidad Transversal1