Diseo de reductor de velocidad

RBRICA

Profesor:Zevallos Chavez HectorIntegrantes:

-Oviedo Polleri Alvaro Fernando-Palomino Ramirez Luis Angel-Quispe Chauca Miguel Angel-Rocca Quintana Carlos Ayrton Nicolas

Seccion:C13 04 - A

Fecha de realizacion: 15 de NoviembreFecha de entrega: 24 de Noviembre

2014 II

Introduccin

El diseo mecnico constituye uno de los pilares de la ingeniera mecnica. Su importancia radica en que cualquier estructura o mquina (y sus componentes) debe ser ideado de forma tal que, adems de cumplir con normas y estndares internacionales, debe realizar su funcin eficazmente, dentro de rangos que incluyen el nivel de confiabilidad, seguridad y eficiencia de produccin. Disear implica tener en cuenta muchos criterios. Estos criterios estn basados principalmente en mediciones experimentales y en los factores de seguridad, que no es ms que una medida de cuantas veces por encima de lo calculado puede ser confiable un elemento.

Cualquiera pensara se pueden hacer mecanismos y estructuras que tengan factores de seguridad altos para que no falle por ningn motivo; all es donde sale a flote una de las premisas del ingeniero mecnico: el sobre-diseo es tan psimo como un diseo que falle en condiciones normales de trabajo. La pericia del diseador le permite tener consideraciones de seguridad y al mismo tiempo trabajar dentro del concepto de optimizar el diseo. La optimizacin involucra consideraciones econmicas y al mismo tiempo parmetros de practicidad de un diseo.

Las consideraciones econmicas son de vital importancia. Tener en cuenta los tamaos que son estndares en el mercado, el uso de un rango amplio de tolerancias y pensar en que tanto puede valer el procesamiento de los materiales, son sin duda las bases para equilibrar costos con un diseo eficiente. La practicidad de un diseo incluye factores como: manufactura fcil, flexibilidad en las modificaciones y el mantenimiento fcil.

Uno de los primeros pasos de ese largo camino de diseo, es ese conjunto de suposiciones que se hacen despus de tener ideas bien fundamentadas de lo que se quiere crear. El ingeniero se destaca por hacer suposiciones, con el fin de simplificar los modelos o abordar fcilmente los problemas.

El proceso de diseo es de mucho cuidado porque deben realizarse demasiados clculos. Anteriormente esta tarea laboriosa, de calcular y volver a calcular, la haca una persona o incluso varias. Hoy da, gracias a herramientas computacionales llamadas software de ingeniera, los clculos pueden ser llevados a cabo con mayor rapidez y eficiencia, razn por la cual se han vuelto imprescindibles para el ingeniero.

Objetivos:

Analizar el sistema de reduccion de velocidad

Disear mecanismos de acuerdo a requerimientos,utilizando sotfware CAD/CAE

Seleccionar elementos normalizados, de acuerdo a criterios tecnicos.

Realizar planos de fabricacion y ensamblaje, de acuerdo a normas tecnicas

Caja reductoraLa caja reductora es un artefacto que convierte la energa motriz de un vehculo en mayor fuerza, reduciendo (como su nombre lo indica) la velocidad transmitida a las llantas para que las ruedas del vehculo adquieran ms fuerza. Por este motivo es que son ideales para conducir en superficies con escasa adherencia, con obstculos (montculos, huecos, etc.) y pendiente arriba.En la actualidad, la ms comn es la que usa un nmero determinado de engranajes, que bien podran ser cuatro o seis. stos reciben la energa proporcionada por el motor a tantos caballos de fuerza como est en capacidad de ofrecer. En seguida, la fuerza es transmitida a otro engranaje, el que a su vez la entrega a otro y, as, sucesivamente.El resultado de esta operacin es la entrega de ms fuerza en el eje que la recepciona, el mismo que hace moverse a las ruedas del vehculo. Sin embargo, la potencia no ha variado, pues el motor brinda determinados e invariables caballos de fuerza. Lo que s se ha modificado es el torque, es decir, la fuerza que es capaz de transmitir sobre cada metro del eje de recepcin.Por este motivo, para comprender el funcionamiento de la caja reductora es necesario tener bien claros los conceptos de torque y potencia. As pues, entendemos al primero como el producto de cierta fuerza ejercida sobre una palanca que tiene una longitud especfica. Y cuando hablamos de potencia, hablamos de la rapidez con que puede trabajar el motor o, matemticamente, la cantidad de trabajo realizado en una unidad de tiempo.Tradicionalmente, la caja reductora es accionada mediante una palanca, un dial o, actualmente, tambin electrnicamente. Su mecanismo y funcionamiento permite accionar el sistema de traccin en las cuatro ruedas (4x4) y seleccionar los modos de conduccin 2H, 4H y 4L a los cuales hicimos referencia en un artculo anterior sobre sistemas de traccin AWD y 4WD Si observamos bien el asunto, lo que obtenemos finalmente con una caja reductora son velocidades adicionales o modos de conduccin, sumadas a las que ya ofrece el motor de nuestra camioneta todoterreno: las normales o largas, para una conduccin habitual, y otras cortas para activar las caractersticas de 4x4, necesarias para superar las peripecias de un terreno complicado y disparejo.

EngranajesEngranaje es una rueda o cilindro dentado empleado para transmitir un movimiento giratorio o alternativo desde una parte de una mquina a otra. Un conjunto de dos o ms engranajes que transmite el movimiento de un eje a otro se denomina tren de engranajes. Los engranajes se utilizan sobre todo para transmitir movimiento giratorio, pero usando engranajes apropiados y piezas dentadas planas pueden transformar movimiento alternativo en giratorio y viceversa.

Tipos de engranajes La principal clasificacin de los engranajes se efecta segn la disposicin de sus ejes de rotacin y segn los tipos de dentado. Segn estos criterios existen los siguientes tipos de engranajes: Ejes paralelos:

Cilndricos de dientes rectos

Cilndricos de dientes helicoidales

Doble helicoidales

Ejes perpendiculares

Helicoidales cruzados

Cnicos de dientes rectos

Cnicos de dientes helicoidales

Cnicos hipoides

De rueda y tornillo sinfn

Engranajes rectosLos engranajes cilndricos rectos son el tipo de engranaje ms simple y corriente que existe. Se utilizan generalmente para velocidades pequeas 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. Diente de un engranaje: son los que realizan el esfuerzo de empuje y transmiten la potencia desde los ejes motrices a los ejes conducidos. El perfil del diente, o sea la forma de sus flancos, est constituido por dos curvas evolventes de crculo, simtricas respecto al eje que pasa por el centro del mismo. Mdulo: el mdulo de un engranaje es una caracterstica de magnitud que se define como la relacin entre la medida del dimetro primitivo expresado en milmetros y el nmero de dientes. En los pases anglosajones se emplea otra caracterstica llamada Diametral Pitch, que es inversamente proporcional al mdulo. El valor del mdulo se fija mediante clculo de resistencia de materiales en virtud de la potencia a transmitir y en funcin de la relacin de transmisin que se establezca. El tamao de los dientes est normalizado. El mdulo est indicado por nmeros. Dos engranajes que engranen tienen que tener el mismo mdulo. Circunferencia primitiva: es la circunferencia a lo largo de la cual engranan los dientes. Con relacin a la circunferencia primitiva se determinan todas las caractersticas que definen los diferentes elementos de los dientes de los engranajes. Paso circular: es la longitud de la circunferencia primitiva correspondiente a un diente y un vano consecutivos. Espesor del diente: es el grosor del diente en la zona de contacto, o sea, del dimetro primitivo. Nmero de dientes: es el nmero de dientes que tiene el engranaje. Se simboliza como . Es fundamental para calcular la relacin de transmisin. El nmero de dientes de un engranaje no debe estar por debajo de 18 dientes cuando el ngulo de presin es 20 ni por debajo de 12 dientes cuando el ngulo de presin es de 25. Dimetro exterior: es el dimetro de la circunferencia que limita la parte exterior del engranaje. Dimetro interior: es el dimetro de la circunferencia que limita el pie del diente. Pie del diente: tambin se conoce con el nombre de dedendum. Es la parte del diente comprendida entre la circunferencia interior y la circunferencia primitiva.

Cabeza del diente: tambin se conoce con el nombre de adendum. Es la parte del diente comprendida entre el dimetro exterior y el dimetro primitivo. Flanco: es la cara interior del diente, es su zona de rozamiento. Altura del diente: es la suma de la altura de la cabeza (adendum) ms la altura del pie (dedendum). ngulo de presin: el que forma la lnea de accin con la tangente a la circunferencia de paso, (20 o 25 son los ngulos normalizados). Largo del diente: es la longitud que tiene el diente del engranaje Distancia entre centro de dos engranajes: es la distancia que hay entre los centros de las circunferencias de los engranajes. Relacin de transmisin: es la relacin de giro que existe entre el pin conductor y la rueda conducida. La Rt puede ser reductora de velocidad o multiplicadora de velocidad. La relacin de transmisin recomendada7 tanto en caso de reduccin como de multiplicacin depende de la velocidad que tenga la transmisin con los datos orientativos que se indican:Velocidad lenta: Velocidad normal: Velocidad elevada: Hay dos tipos de engranajes, los llamados de diente normal y los de diente corto cuya altura es ms pequea que el considerado como diente normal. En los engranajes de diente corto, la cabeza del diente vale (), y la altura del pie del diente vale () siendo el valor de la altura total del diente ()

Frmulas constructivas de los engranajes rectosDimetro primitivo: Mdulo: Paso circular: Nmero de dientes: Dimetro exterior: Grueso del diente: Hueco del diente: Dimetro interior: Pie del diente: Cabeza del diente: Altura del diente: Distancia entre centros: Ecuacin general de transmisin':

Involuta del crculo basePara el movimiento que se transmite entre un par de engranes, se suponen dos rodillos en contacto, en donde no hay deslizamiento, al dimetro de estos rodillos se les conoce como dimetro primitivo dp y al crculo que se construye con dp se le conoce como crculo primitivo. Con un diente de engrane se pretende prolongar la accin de los rodillos, y es por esa razn que el perfil que los describe es una evolvente o involuta. Para el dibujado de la involuta es necesario definir primero el crculo base (ver sig. fig.).i.- A partir del crculo primitivo Cp, en el cuadrante superior se traza una recta horizontal tangente al crculo obtenindose el punto A.ii.- Luego, pasando por el punto A se traza la recta de lnea de contacto de ngulo (de presin).iii.- Seguidamente se construye el crculo base concntrico al crculo primitivo tangente a la lnea de contacto, la cual fue dibujada empleando el ngulo de presin , obtenindose as el punto B y el radio base rb (segmento OB).

Para dibujar la involuta debe trazarse un radio del crculo base a un ngulo respecto al eje x, obtenindose as el punto B, luego dibujamos una recta tangente a crculo base a partir del punto B y de longitud igual al arco AB, en donde A es el punto de interseccin del crculo base con el eje x. obtendremos entonces un punto (x, y) que pertenece al lugar geomtrico de la involuta del crculo base. Si repetimos el procedimiento anterior tres veces para distintos y unimos los puntos (x, y) obtenidos empleando plantillas curvas, apreciaremos un bosquejo similar al mostrado en la siguiente figura.

Dibujado de la involuta del crculo baseLas ecuaciones paramtricas que modelan el lugar geomtrico de la involuta del crculo base pueden expresarse como:

Las anteriores frmulas corresponden al clculo de dientes para bicicleta.

Rodamientos

Un rodamiento es el cojinete que minimiza la friccin que se produce entre el eje y las piezas que estn conectadas a l. Esta pieza est formada por un par de cilindros concntricos, separados por una corona de rodillos o bolas que giran de manera libre.Existen diferentes clases de rodamientos de acuerdo al tipo de esfuerzo que deben soportar en su funcionamiento. Hay rodamientos axiales, radiales y axiales-radiales segn la direccin del esfuerzo.La composicin especfica de los rodamientos tambin vara de acuerdo a las necesidades. Hay rodamientos de rodillos, de bolas y de agujas, e incluso distintos tipos de rodamientos adentro de cada grupo.Los rodamientos de rodillos cilndricos se componen de una hilera de rodillos, guiados por aros que, en ciertos casos, tienen pestaas. Tambin existen los rodamientos de rodillos cnicos, que pueden resistir cargas axiales y radiales de forma simultnea; los rodamientos axiales de rodillos a rtula; y los rodamientos de rodillos a rtula.Los rodamientos rgidos de bolas (de diseo sencillo), los rodamientos de bolas a rtula, los rodamientos de una hilera de bolas, los rodamientos de agujas y los rodamientos de agujas de empuje son otros de los rodamientos que se emplean con frecuencia en diferentes mquinas, como los motores, las turbinas y los ventiladores.

El elemento rotativo que puede emplearse en la fabricacin del rodamiento, pueden ser: de bolas, de rodillos o de agujas.En los rodamientos el movimiento rotativo, segn el sentido del esfuerzo que soporta, pueden ser axiales, radiales y axiales-radiales, etc.Un rodamiento radial es el que soporta esfuerzos radiales, que son esfuerzos de direccin normal a la direccin que pasa por el centro de su eje, como por ejemplo una rueda, es axial si soporta esfuerzos en la direccin de su eje, ejemplo en quicio, y axial-radial si los puede soportar en los dos, de forma alternativa o combinada.La fabricacin de los cojinetes de bolas o rodamientos es la que ocupa en tecnologa un lugar muy especial, dados los procedimientos para conseguir la esfericidad perfecta de la bola. Los mayores fabricantes de ese tipo de rodamientos emplean el vaco para tal fin. El material es sometido a un tratamiento abrasivo en cmaras de vaco absoluto. El producto final es casi perfecto, tambin es atribuida la gravedad como efecto adverso.Cada clase de rodamientos muestra propiedades caractersticas, que dependen de su diseo y que lo hace ms o menos apropiado para una aplicacin dada. Por ejemplo, los rodamientos rgidos de bolas pueden soportar cargas radiales moderadas as como cargas axiales pequeas. Tienen baja friccin y pueden ser producidos con gran precisin. Por lo tanto, son preferidos para motores elctricos de medio y pequeo tamao. Los rodamientos de rodillos cilndricos pueden soportar cargas radiales muy pesadas y son oscilantes, lo que les permite asumir flexiones del eje, entre dos rodamientos, que soportan un mismo eje. Estas propiedades los hacen muy populares para aplicaciones por ejemplo en ingeniera pesada, donde las cargas son fuertes, as como las deformaciones producidas por las cargas, en mquinas grandes es tambin habitual cierta desalineacin entre apoyos de los rodamientos.

Rodamiento rgido de bolas

Son usados en una gran variedad de aplicaciones. Son fciles de disear, no separables, capaces de operar en altas e incluso muy altas velocidades y requieren poca atencin o mantenimiento en servicio. Estas caractersticas, unidas a su ventaja de precio, hacen a estos rodamientos los ms populares de todos los rodamientos.

Eje de transmisin

En ingeniera mecnica se conoce como eje de transmisin a todo objeto axisimtrico especialmente diseado para transmitir potencia. Estos elementos de mquinas constituyen una parte fundamental de las transmisiones mecnicas y son ampliamente utilizados en una gran diversidad de mquinas debido a su relativa simplicidad.Un rbol de transmisin es un eje que transmite un esfuerzo motor y est sometido a solicitaciones de torsin debido a la transmisin de un par de fuerzas y puede estar sometido a otros tipos de solicitaciones mecnicas al mismo tiempo.En general, existen tres parmetros fundamentales para el diseo de los rboles de transmisin: su resistencia, su rigidez y su inercia de rotacin.Resistencia Esfuerzos y resistencia: Son funciones de la geometra local, como los concentradores de esfuerzos y de la distribucin de las fuerzas, adems de las fallas por fatiga.Debe ser suficientemente resistente como para soportar las tensiones mecnicas.Rigidez Deflexiones y rigidez: Son funciones de la geometra del rbol y de las deformaciones sufridas debido al estado de esfuerzos .InerciaEn el diseo de un rbol de transmisin se ha de tener en cuenta que este no tenga demasiada inercia, pues, de manera similar a la masa en un movimiento rectilneo, la inercia supone una oposicin a las variaciones de su velocidad angular, acumulando energa cintica y variando su momento angular.

donde Te es el par de entrada que se comunica al rbol, Ts es el par de salida que el rbol comunica al mecanismo conducido por l, I es la inercia y es el la aceleracin angular.

ChavetaLa chaveta o cua es un elemento mecnico que evita el movimiento relativo entre el eje y otro elemento mecnico es un sistema de transmisin (ejes, poleas, volantes, etc.).Las dimensiones de la mayora de las chavetas estn estandarizadas en las normas internacionales, as en la norma DIN se encuentra el cdigo SIN 6886 o en la norma Americana ANSI B 17.1.

PROCEDIMIENTO:Diseo de engranajesPaso 1Como primer paso calculamos el factor Ko para determinar cul ser la potencia de diseo del sistema.Se escoge un factor Ko=2 ya que la fuente de potencia y la maquina impulsada presentaran choques moderados (tabla 9-5).Para este problema, P=2HP y np=1800rpm,KO=2, entonces Pdis=(2)(2hp)=4hp, mediante esto se puede determinar el Pd=16 inch-1 ( figura 9-27).Paso 2 Se especifica un nmero de dientes del pin. De acuerdo a criterio.Para este problema se especifica que Np=30.Paso 3 Se calcula la relacin de velocidades nominal, con VR=np/nGPara este problema, se empleara nG=600rpm.VR= np/nG = 1800/600=3Paso 4 Se calcula el nmero de dientes aproximado en el engrane con NG=Np(VR)Para este problema, NG=Np(VR)= 30(3)= 90 Paso 5 Se calcula la relacin de velocidades real, con VR=NG/NPPara este problema VR= NG/NP=90/30=3Paso 6 Se calcula la velocidad de salida real, con nG=np(NP/NG)Para este problema nG=np(NP/NG)= 1800(30/90)=600rpmPaso 7 Se calcula los dimetros de paso, distancia entre centros, velocidad de la lnea de paso y la carga transmitida Para este problema, los dimetros de paso son:Dp=NP/Pd=30/16=1.875DG= NG/Pd=90/16=5.625Distancia entre centros:C=( NP+ NG)/(2 Pd)=(30+90)/(2x16)=3.75Velocidad de lnea de paso:Vt=DPnp/12=(1.875)(1800)/12=883.573 pies/minCarga trasmitida:Wt=33000(P)/ Vt=33000(2)/883.573=74.69 lbPaso 8 Se especifica el ancho de cara del pin y el engrane de la siguiente ecuacin:8/PdF16/ Pd Lmite inferior: 8/Pd=8/16=0.5 Lmite superior: 16/Pd=16/16=1 Valor nominal:12/Pd=12/16=0.75Paso 9 Se determina el material para los engranes, y se determina Cp (tabla 9-9)Para este problema, se especifica dos engranajes de acero. Cp=2300Paso 10 Se especifica el nmero de calidad, QV (tabla 9-2) y el factor dinmico, KV (figura 9-21).Para este problema se especifica QV=6 y KV=1.42Paso 11 Se especifica la forma de los dientes, los factores geomtricos para flexin del pin y del engrane (figura 9-17), y el factor de geometra para picadura (figura 9-23).Para este problema se especifica =20, profundidad completa, JP=0.39, JG=0.472, I=0.088.Paso 12 Se determina el factor de carga, Km , (figuras 9-18y 9-19). Tambin se debe especificar la clase de precisin en el diseo del sistema de engranes.Para este problema F=0.75, DP=1.875. Entonces Cpf=0.015Se especifica engranajes abiertos. Entonces Cma=0.247+0.0167 (F)-0.765x10-4F2=0.26Reemplazando en la siguiente ecuacin se obtiene el factor de sobrecarga, Km=1.0+Cpf+CmaDnde: Cpf: factor de proporcin del pin Cma: factor por alineamiento de engranadoKm=1.0+0.015+0.26=1.275Paso 13 Se especifica el factor de tamao KS (tabla 9-6)Para este problema KS=1 para Pd=16Paso 14 Se especifica el factor de espesor de borde, KB (figura 9-20).Para este problema se especifica un modelo solido de engrane, KB=1Paso 15 Se especifica un factor de servicio SF, que va de 1 a 1.5 Para este problema se asume SF=1.Paso 16 Se especifica un factor de durezas, CH, para el engrane.Para este problema se especifica un factor de durezas CH=1.Paso 17 Se especifica un factor de confiabilidad (tabla 9-8).Una confiabilidad de 0.99, KR=1.Paso 18 Se especifica una vida de diseo. Se calcula el nmero de ciclos de carga para el pin y el engrane. Se determina los factores de esfuerzo por nmero de ciclos de flexin (YN) y de picadura (ZN), del pin y del engrane.Para este problema, se prev un uso intermitente. Se especifica una duracin de diseo de 3000 horas. Los nmeros de ciclos de carga son: NcP= 60(3000h)(1800rpm)(1)=3.24x108ciclos.NcG=60(3000h)(600rpm)(1)=1.08x108ciclos.De las figuras 9-22 y 9-24:YNP=0.96 YNG=0.98ZNP=0.92 ZNP=0.95Paso 19 Se calculan los esfuerzos esperados en el pin y engrane de la siguiente manera:Para el pin:

Para el engrane:

Paso 20 Se ajustan los esfuerzos flexionantes de la siguiente manera:Para el pin:

Para el engrane:

Paso 21 Se calcula el esfuerzo de contacto esperado en el pin y en el engrane (ambos son iguales) de la siguiente manera:

Paso 22 Se ajusta los esfuerzos de contacto en el pin y el engrane, de la siguiente manera:

Otros factores de geometra importantes De la tabla (8-4):Addendum (a) = 1/Pd =1/16 =0.0625Dedendum (b) = 1.25/Pd =1.25/16= 0.078125Clearance (c) =0.25/Pd= 0.25/16=0.015625Dimetro exterior (DO)DO=D+2aPara el pin Para el engrane

DO=1.875+2(0.0625)=2 DO=5.625+2(0.0625)=5.75

Dimetro de raz (DR)DR=D-2bPara el pin Para el engrane

DR=1.875-2(0.078125)=1.71875 DR=5.625-2(0.078125)=5.46875

Altura total (HT)HT=a+b=0.0625+0.078125=0.140625Profundidad de trabajo (hk)hk=2a= 2(0.0625)=0.125Espesor de diente (t)t=p/2=/2Pd= /2(16)=0.098

EjesSe escoje un acero AISI 1050 OQT 400

AISI 1050 OQT 400

Coeficiente de poisse0,3

Mdulo de young11 Mpsi

Mdulo de rigidez4 Mpsi

Resistencia a la traccin143 ksi

Lmite de fluencia110 ksi

De la figura 5-9 se estima que el eje tendr un dimetro de una 1 entonces se entonces se estima un factor de tamao a la fatigaCs= 0.897Se especifica un factor de confiabilidad se disea con una confiabilidad 0.99 y se maneja Cr=0.81Calculando resistencia a la fatiga modificadaSn=SnCsCr = (40000)(0,897)(0,81) = 29062,8 psiSuponiendo un factor de diseo N=2Se calcula el par de torsin en el eje T= 63000.P/nT= 63000(2)/600 = 210 lb.pulg

Eje intermedio

Solo de B a C esta sometido a un par torsional A a la derecha de C y a la izquierda de B hay par torsional igual a cero. Wta Wtc

Pion del primer tren Engranaje B Fuerzas sobre engranaje C

Eje intermedio

Seleccionando el dimetro en b hasta c

=

DA

2 4 2 CB

114,551

Momentos respecto a A(31,558)2 + 82,99275(6) =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)

44,417 lb 12,859 lb 2 4 2 -70,133 lb

DMF (diagrama de momentos flectores)

2 4 2 88,834 lb.pulg 140,27 lb.pulg

DMT (diagrama de momentos torsores)

2 4 2 177,5137 lb.pulg

Plano y224 lb74,66 lb

DA

2 4 2CB

Momento respecto a A74,66(2) + 224(6) =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)111,995 lb

37,335 lb

2 4 2 DMF (diagrama de momentos flectores) 186,665 lb

2 4 2 223,99 lb.pulg 373,33 lb.pulg DMT (diagrama de momentos torsores)

2 4 2 419,9625 lb.pulg

En ambos planos el punto ms crtico es CEntoncesMomento flexionante mximo

Momento torsor mximo

Hallando dimetro por la siguiente formula

d = 0,787415Para el punto DVD = VD = 199,406D = Factor de concentracin igual a 2,5D = D = 0,66939Para el punto AVA = VA = 120,4810D = D = 0,669

Primer eje

81,53 lbGE

2 6F

+ = 82,993 lbHallando el momento en E82,993 x 2 = x 820,748 lb =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)

62,245 lb 2 6 -20,748 lbDMF (diagrama de momentos flectores) 2 6 124,49 lb pulg

Plano Y 224 lbEG

2 6F

= 224 lbPor momento en E224(2) = 56 lb =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)

168 lb 2 6 -56 lb

DMF (diagrama de momentos flectores)

2 6 336 lb pulgMfTOTAL = MfTOTAL = 358,32 lb pulg

Hallando diametro para el pion

d = 0,7875Hallando para el rodamiento EVe = Ve = 179,16D = D = 0,669Hallando para el rodamiento GVg = Vg = 59,72D = D = 0,669

Para el tercer trenPlano x

QO

6 2P

Aplicando momentos en O31,56 (6) = 23,67 =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)

7,89 lb 6 2 -23,67 lb

DMF (diagrama de momentos flectores)

6 2 47,34 lb pulg Plano Y

74,66 lbOQ

6 2P

Aplicando momentos en O74,66(6) =(8)55,995 =

DFC (diagrama de fuerzas cortantes)

18,665 lb 6 2 -55,995 lb

DFC (diagrama de momento flector) 6 2 111,99 lb pulg

Hallando d para el engranaje:

Hallando D para O:

Hallando D para Q:

Nota:Los dimetros para cojinetes y engranajes van a ser similares.

Resultados de Inventor 2014Eje de entradaPlano X

Plano Y

Eje intermedioPlano X

Plano Y

Eje de salidaPlano X

Plano Y

Representacion basica del eje intermedio sometido a esfuerzos .

Representacion basica del eje de entrada sometido a esfuerzos

Representacin bsica del eje de salida sometido a esfuerzos

Primer rodamiento eje de entradaRodamiento 61903-2Z

Para el segundo rodamiento

mm rev

Tren intermedioPrimer rodamiento

Segundo rodamiento

Eje de salida Primer rodamiento

Segundo rodamiento

LENGETASe escoge un 1045 OQT400

Por la tabla se escoge la dimensin a y b de la chaveta igual a 6x6 respectivamente ya que el dimetro del eje donde est montado la rueda dentada es de 20 mm.Anlisis por compresin

Anlisis por corte

Se elige el mayor: L = 0.034

Tiene que ser igual al espesor del engranaje

Las dimensiones son las siguientes:

6 x 6 x 19.05 mm

Conclusiones

Se analiz el sistema de reduccin de velocidad mediante los datos dados, potencia, velocidad de entrada y velocidad de salida. Se dise los mecanismos mediantes los resultados obtenidos con el software Inventor CAD. Mediantes los clculos se obtuvo elementos normalizados segn los criterios tcnicos del grupo. Se realiz los planos de todos los elementos del reductor de velocidad con el software Inventor, de acuerdo a normas tcnicas.

Bibliografa

Mott R. (2006).Diseo de elementos de mquinas (4 ed) Mxico

Tecsup (2014). Diseo de elementos de mquinas. Per

AnexosAcero AISI 1040 OQT 400:

Porcentaje de elongacin en 2 pulgadas

Acero AISI 3140 OQT 700:

Porcentaje de elongacin en 2 pulgadas

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