Mecanismo de Movimiento de Grua Puente

Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente


TRANSMISIÓN DE MECANISMO DE MOVIMIENTO DE GRÚA PUENTE

Definición:

a) Los puentes-grúa son máquinas utilizadas para la elevación y transporte, en el ámbito de su campo de acción, de materiales generalmente en procesos de almacenamiento o curso de fabricación.

b) Se caracterizan usualmente porque están compuestas generalmente por una doble estructura rematada en dos testeros automotores sincronizados dotados de ruedas con doble pestaña para su encarrila miento. Apoyado en dicha estructura y con capacidad para discurrir encarrilado a lo largo de la misma, un carro automotor soporta un polipasto cuyo cableado de izamiento se descuelga entre ambas partes de la estructura (también puede ser mono-raíl con estructura simple). La combinación de movimientos de estructura y carro permite actuar sobre cualquier punto de una superficie delimitada por la longitud de los raíles por los que se desplazan los testeros y por la separación entre ellos.

Existen varios tipos de grúas puente entre ellas están:

Grúa puente de una viga Grúa de techo Grúa puente de una viga


Grúa puente de dos vigas

DISEÑO DE LA GRUA-PUENTE

La grúa puente que diseñare será una de dos vigas y como datos Iniciales para el Diseño serán:

Resistencia al movimiento del puente: 2 KN Velocidad del puente: 1.35 m/s Diámetro de la rueda: 300 mm Desviación permitida de la velocidad: 4 % Tiempo de servicio del mecanismo: 6 años

ESQUEMA CINEMÁTICO DE LA GRÚA-PUENTE


LAS PARTES CON LAS CUAL ESTARÁ FORMADO ESTA GRÚA-PUENTE SERÁN:

Motor Eléctrico (1): La principal finalidad de esta máquina eléctrica será de utilizar la transformación de energía eléctrica en energía mecánica para poner en funcionamiento la grúa-puente primero sacándolo de inercia y luego desplazándolo en dirección de los carriles con una potencia determinado por la transmisión que se lograra conseguir con la caja reductora.

Acople (2):

Tienen la finalidad de unir dos ejes coloniales: en Angulo o paralelo.


Se caracterizan porque su principal función es unir el eje motriz con el eje conducido por lo cual su velocidad va ser igual que la genera la parte motriz.

Dinámica de la Transmisión

La selección de un acoplamiento se debe tomar en cuenta la forma en que el motor y la máquina afectan al acoplamiento, pero las características del acoplamiento, dimensiones, peso, momento de inercia y rigidez, por mencionar algunas, también tienen un impacto en el comportamiento dinámico de la transmisión.

Reductor Cilíndrico (3):

Los engranes cilíndricos permiten transmisión entre dos ejes paralelos, sin embargo, al usar más de un paso, se pueden realinear los ejes para que el eje de salida sea colonial con el de entrada.

Se caracterizan porque tienen buena eficiencia, 95% o más, y alta capacidad. Su principal limitación es que tienden a producir ruido y vibraciones. Mediante el uso de engranes de dientes helicoidales se puede incrementar la capacidad y la eficiencia (97 a 99% por paso).

Transmisión de engranajes rectos (4):

La finalidad de estos engranajes es de aumentar o disminuir la potencia de transmisión con la cual va a trabajar esto también dependerá del tipo de trabajo para


el cual se desea ya que en su diseño se tendrá en cuenta el diámetro de ambos.

Ruedas (5)

Su diámetro será de 300 mm

Carriel (6)

Elección del Motor y Calculo Cinemático de la trasmisión

a) Determinación de la Potencia y revoluciones del motor (RPM) Tener en cuenta que:

a) Antes de determinar la potencia debe escogerse el tipo de motor en función del tipo de servicio que vaya a realizar.

b) Para la elección del motor deberá también tenerse en cuenta el número de revoluciones, habrá que elegir velocidades normales de serie, las velocidades anormales encarecen la instalación y dificultan posteriormente las sustituciones.

“Como regla general la potencia de un motor es tanto más grande cuanto mayor sea el número de revoluciones”

c) Para la elección del tamaño de los motores deberá tenerse en cuenta el tipo de servicio que van a realizar, según la normativa para máquinas eléctricas, se distinguen las tres formas de trabajo siguientes:

1. Servicio permanente o continuo: El motor está funcionando constantemente o por lo menos durante algunas horas con plena carga, alcanzando así su temperatura final, Tmax. Esta temperatura no debe sobrepasar el límite fijado por la normativa.

2. Servicio de corta duración: La carga actúa con toda intensidad durante un corto tiempo, a este estado le sigue una marcha en vacío o la desconexión, que da tiempo al enfriamiento del motor. La potencia nominal en este tipo deservicio será aquella que puede suministrar el


motor durante el tiempo convenido sin calentamiento excesivo (Por ejemplo 50 Kw en 15 min.).

3. Servicio intermitente: Alternan el tiempo de funcionamiento que llamaremos TF, y el tiempo de reposo que llamaremos TR, el tiempo de ciclo que llamaremos TC, será la suma de ambos (TC= TF+ TR), dicho TC no debe sobrepasar de un tiempo t que permita al motor enfriarse completamente, de esta forma la temperatura va aumentando escalonadamente hasta el valor final que tardará más tiempo en alcanzarse que en el régimen continuo.



PARA UN MECANISMO DE TRASLACION TENEMOS QUE:

a) La potencia de la máquina de trabajo o eje de trabajo será:

Pmt=F .V KwPar motor:

M=975 Pnm .Kg

Donde:Ft = Resistencia al rodamienton = revoluciones (rpm)v = velocidad

Entonces:Sea: Ft = 2 KN y V = 1.35 m/s

Tenemos que la potencia del motor será:P=2 x1.35=2.7Kw

Pmt=2.7Kw

b) Determinación de la transmisión:

η=ηtc . ηta . ηacople . ηrodamiento

Sea:

a) ηtc=0.96 Eficiencia de la transmisión cerradab) ηta=0.95 Eficiencia de la transmisión abiertac) ηacople=0.98 Eficiencia de la transmisión en el acopled) ηrodamiento1=0.99 Eficiencia en los rodamientose) ηrodamiento2=0.99

Entonces:

η=0.96 x0.95 x 0.98 x0.99 x0.99η=0.876


c) Determinación de la potencia requerida para el motor

P=Pmt

ηKw

Donde:

a) Pmt : Potencia de la máquina de trabajob) η :rendimiento delmotor

Entonces la potencia del motor que requerimos será:

P= 2.70.876

Kw

P=3.08Kw

d) Potencia Nominal: Debe ser mayor a la requerida o de valor igual.

Pnom≥ P

3.73Kw≥3.08Kw

e) Selección del motor:

Por tanto:

Teniendo de referencia la potencia calculada para la grúa puente con los requerimientos establecidos, y viendo los catálogos de motores eléctricos tenemos los siguientes motores con sus respectivas frecuencias para ser evaluados:

Motor 1:

Código= 25000001094 Tipo= 1LA7 112-2YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=3480 RPM Torque = 10.24 N.m Peso= 28 kg

Motor 2:

Código= 25000001121


Tipo= 1LA7 112-4YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=1740 RPM Torque = 20.47 N.m Peso= 28.7 kg

Motor 3:

Código= 25000001146 Tipo= 1LA7 130-6YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=1150RPM Torque = 30.97 N.m Peso= 40.5 kg

2) Determinación de la relación de los engranajes y sus eslabones:

a) Frecuencia de giro del eje de transmisión de la máquina de trabajo

Sabemos que:

V= πDn60 ∙1000

Entonces

nmt=60 ∙1000 ∙ v

πD

Donde:

V: velocidad de la grúa puente D: diámetro

nmt=60 ∙1000 ∙1.35

π (300)=85.94 RPM

nmt=85.94 RPM

b) Determinación del tren de velocidad para todas las posibles variantes del motor:

Sabemos:T V 1=ηnom 1/ηmt


T V 2=ηnom2/ηmt

T V 3=ηnom3/ηmt

Donde:

ηnom 1:Velocidad nominal delmotor

ηmt :Velocidad de girodel eje de lamaquinade trabajo

Por tanto tenemos:

T V 1=3480/85.94=40.49T V 2=1740/85.94=20.25T V 3=1150 /85.94=13.38

c) Determinación de la relación de reducción de los niveles de reducción

Sabemos: T V=V Rtc ∙V Rta

Teniendo en cuenta el diseño de la grúa- puente tomaremos el reductor (nivel de reducción 1) como fijo y el segundo nivel de reducción haremos variar, evaluando con cada velocidad de transmisión de la maquina con el fin de encontrar relación de reducción de los niveles adecuado para nuestro diseño:

Por tanto:

V Rta=T V

V Rtc

Valores Usuales para reducciones de un grado para:

Engranes cilíndrico y cónicos2 2.5 3.15 4 5 6.3

2.14 2.8 3.55 4.5 5.6 7.1

Para TV1 con todos los valores usuales tenemos:


a) V Rta=40.492

=20.25

b) V Rta=40.492.5

=16.20

c) V Rta=40.493.15

=12.85

d) V Rta=40.494

=10.12

e) V Rta=40.495

=9.34

f) V Rta=40.496.3

=6.4

g) V Rta=40.492.14

=18.92

h) V Rta=40.492.8

=14.46

i) V Rta=40.493.55

=11.41

j) V Rta=40.494.5

=8.10

k) V Rta=40.495.6

=7.23

l) V Rta=40.497.1

=5.70


a) V Rta=20.252

=10.125

b) V Rta=20.252.5

=8.1

c) V Rta=20.253.15

=6.43

d) V Rta=20.254

=5.1

e) V Rta=20.255

=4.05

f) V Rta=20.256.3

=3.21

g) V Rta=20.252.14

=9.46

h) V Rta=20.252.8

=7.23

i) V Rta=20.253.55

=5.70


j) V Rta=20.254.5

=4.5

k) V Rta=20.255.6

=3.16

l) V Rta=20.257.1

=2.85


a) V Rta=13.382

=6.69

b) V Rta=13.382.5

=5.35

c) V Rta=13.383.15

=4.23

d) V Rta=13.384

=3.35

e) V Rta=13.385

=2.68

f) V Rta=13.386.3

=2.12

g) V Rta=13.382.14

=6.25

h) V Rta=13.382.8

=4.78

i) V Rta=13.383.55

=3.77

j) V Rta=13.384.5

=2.97

k) V Rta=13.385.6

=2.39

l) V Rta=13.387.1

=1.88

Entonces:

Para el diseño, la relación adecuada entre los niveles del reductor será cuando:

Tv =20.25 (Tren de velocidad) debido que para V rtc=4.5 (relación del reductor cerrado) tenemos que V rta=4.5 (relación del reductor abierto), para la cual la velocidad nominal del motor es 1740 RPM.

d) Determinar la máxima desviación permitida de la frecuencia de giro de transmitido de la máquina de trabajo


Δ nmt=nmt ∙ δ

100Donde:

nmt : Frecuencia de giro del eje del rotor de la maquina

δ : Porcentaje de desviación

Entonces:

Δ nmt=85.94 x 4100

=3.44

e) Determinación de la frecuencia de giro con tolerancia del eje transmitido de la máquina de trabajo considerando su desviación nm , rpm.

nm=nmt ± Δ nmt

Reemplazando:

nm=85.94 ±3.44=89.38 RPM

f) Determinar la relación de reducción efectiva de la trasmisión T v ef :

Como:

TV ef=nnom/nm

Entonces:

TV ef=174089.38

=19.47

g) Precisando la relación de reducción abierta tenemos:

Como:

V Rta=TV ef /V Rtc

Entonces:


V Rta=19.47/ 4.5=4.33

Por tanto teniendo en cuenta la desviación permitida del eje podemos concluir que nuestra relación del reductor abierto será:

V Rta=4.33Y

V Rtc=4.5

Donde:

V Rtc- Relación de velocidades de la trasmisión cerrada (reductor) V Rta- Relación de velocidades de la trasmisión abierta


3.- Calcular los parámetros de fuerza y Cinemáticas de la transmisión:

Parámetro EjeMotor/Acople/Transmisión cerrada/

Transmisión abierta/Maquina de Trabajo

PotenciaP,

Kw

M Pmotor=3.73Kw

R P1=Pmotor ηacople ηrod=3.62Kw

L P2=P1ηtcηrod=3.44Kw

MT PMT=P2ηta ηrod=3.23Kw

Frecuencia

de giron,

rpm

Velocidad

angular,ω

1/seg

M nnom=¿ 1740 RPM ωnom=πnnom

30=182.21 rad

seg

R n1=nnom=1740 RPM ω1=ωnom=182.21radseg

L n2=n1VRtc

=386.67RPM ω2=ω1

VR tc

=40.50 radseg

MT nmt=n2VRta

=89.30RPM ωmt=ω2VRta

=9.35 radseg

Momento de torsiónT,

Nm

M T m=Pm

ωnom

=20.47Nm

R T 1=T mηacopleηrod=19.46Nm

L T 2=T1VRtcηtcηrod=83.21Nm

MT T mt=T 2VR taηta ηrod=349.6Nm



ELECCIÓN DEL MATERIAL DE LOS ENGRANAJES Y DETERMINACIÓN DE LAS TENSIONES PERMITIDAS

ELECCIÓN DE LA DUREZA, TRATAMIENTO TÉRMICO Y MATERIAL DE LOS ENGRANAJES

Consideraremos:

Se consideraran aceros endurecidos totalmente o aceros templados superficialmente.

La diferencia entre las durezas medias del piñón y de la rueda se encuentra entre 20… 50 HB.

Para aumentar la capacidad de carga y disminuir las dimensiones y el peso las diferencias pueden alcanzar a más de 70 HB.

CARACTERÍSTICAS DE LOS ACEROS:

ACEROS ENDURECIDOS TOTALMENTE

Los engranes de los impulsores de maquinas herramientas, y muchos tipos de reductores de velocidad. De servicio medio ha pesado, se fabrican normalmente con aceros al medio carbón (entre 0,25 y 0,7 % de C).

Entre una gran variedad de aceros al carbón y aleados están:

La dureza de los aceros utilizados en los engranajes es menor o igual a 350 HB No se recomienda valores de más de 400HB para estos aceros

TABLA DE ESFUERZO DE CONTACTO ADMISIBLE


TABLA DE ESFURZO FLXIONNATE ADMISIBLE

ACEROS TEMPLADOS / ENDURECIDOS SUPERFICIALMENTE


El templado por llama, por inducción, por cementación y por nitruración se realiza para producir una gran dureza en la capa superficial de los dientes de engranes, estos procesos crean valores de 50 a 64 HRC (ROCKWELL C).

TABLA CON LAS CARACTERÍSTICAS DEL MATERIAL ELEGIDO

Características mecánicas del material de la trasmisión de engranajes

Elemento Material Tratamiento térmico dureza [ ]σ H (KSI) [ ]σ F (KSI)

Piñón ACERO AISI 3215 CEMENTADO 62 HRC 22.5 65

Rueda ACERO AISI 3215 CEMENTADO 60 HRC 21.0 61


CÁLCULO DE LA TRANSMISIÓN DEL REDUCTOR

CASO DE TRANSMISIÓN DE ENGRANES CILÍNDRICOS (RUEDAS)

CALCULO PARA LA TRANSMISIÓN DEL EJE RÁPIDO AL LENTO

Determinación de la distancia entre ejes [aw]

aw≥ Ka(u+1)3√ T2 ∙10

3

φau2¿¿

¿

Donde:

Ka - coeficiente auxiliar

Ka = 49,5 para transmisiones de engranes rectos

φa – coeficiente de ancho de la cara del diente

φa=b2/aw

φa = 0,20…0,25 para piñones en transmisiones abiertas

Tomaremos φa = 0.225

u - relación de transmisión (VR1 o VR2 según sea el caso)

u = 4.5 EJE LENTO

T 2 - momento de torsión del eje lento

T2 = 83.21Nm=83210Nmm


[σ ]H – esfuerzo de contacto admisible de la rueda con menor dureza o esfuerzo admisible medio.

[σ ]H=22.5Ksi=155.13N /mm2

K Hβ - coeficiente de irregularidad de la carga a lo largo de los dientes

K Hβ = 1 para estos casos de transmisión.

Por tanto tenemos que:

aw=49.5 (4.5+1)3√ 832100.225 x 4.52 x (155.13)2

∙1

aw=248.32mm 25cm

DETERMINACION DEL MODULO DE ENGRANE m, mm

m≥2K mT 2 ∙10

3

d2b2 [σ ]FDonde:

Km - coeficiente auxiliar.

Km = 6,8 para transmisiones de engranes rectos

d2 - diámetro de engrane de la rueda, mm

d2=2awu

(u+1)=2 (250 )(4.5)

(4.5+1)=409.09mm

b2 – ancho de la cara del diente, mm

b2=φaaw

b2=0.225 (250 )=56.25mm

[σ ]F - esfuerzo flexionante permitido del material de la rueda, N/mm2

[σ ]F=65Ksi=448.16N /mm2

Por Tanto:


m=2 (6.8 ) (83210 )

(409.09 ) (56.25 )(448.16)=0.98mm

TOMAREMOS 1 mm PARA EL CÁLCULO

DETERMINAR EL ÁNGULO DE INCLINACIÓN DE LOS DIENTES

βmin=arcsin3,5b2

El ángulo de inclinación varía entre 8 y 9 grados pero por el aumento de las fuerzas axiales se prefiere ángulos bajos

Entonces:

βmin=arcsin3,556,25

=4.56grados

βmin≈5 grados

DETERMINAR LA SUMA DE LOS DIENTES DEL PIÑÓN Y DE LA RUEDA

Para ruedas de engranes rectos:

zΣ=z1+z2=2aw /mPor tanto:

zΣ=z1+z2=2(250mm)

(1mm)=500

Por tanto la suma es:zΣ=500


Precisar la magnitud real del ángulo de la transmisión helicoidal

β=arcos z Σm/ (2aw )

β=arcos500 x 1mm2(250mm)

=0 grado

Determinar el número de dientes del piñón.

z1=zΣ /(1+VR)

z1=5001+4.5

=90.91 91

Se recomienda z1≥18Determinar el número de dientes de la rueda.

z2=zΣ−z1=500−91=409

Determinar la relación de transmisión (VR) de facto, real.

VRR=z2z1

=50091

=5.5

Determinar la distancia de facto entre ejes, mmPara engranes rectos:

aw=( z1+z2)m2

=5002

=250mm

DETERMINACIÓN LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS FUNDAMENTALES DE LA TRANSMISIÓN (mm)

PARÁMETROPIÑÓN RUEDA

RECTO RECTO

DIÁMETRO

d1=mz1=91mm d2=mz2=409mm

da1=d1+2m=93mm da2=d2+2m=411mm

d f 1=d1−2,4m=88.6mm 89mm d f 2=d2−2,4m=406.6mm 407mm

ANCHO DE LA RUEDAS

b1=b2+(2…4 )mm=59.25mm 59mm b2=φaaw=56.25mm 56mm


CALCULO PARA LA TRANSMISIÓN DEL EJE LENTO AL EJE DE TRABAJO

Determinación de la distancia entre ejes [aw]

aw≥ Ka(u+1)3√ T9 ∙10

3

φau2¿¿

¿

Donde:

Ka - coeficiente auxiliar

Ka = 49,5 para transmisiones de engranes rectos

φa – coeficiente de ancho de la cara del diente

φa=b2/aw

φa = 0,20…0,25 para piñones en transmisiones abiertas

Tomaremos φa = 0.225

u - relación de transmisión (VR1 o VR2 según sea el caso)

u = 4.3

T 2 - momento de torsión del eje lento

T2 = 349.6Nm=349600Nmm

[σ ]H – esfuerzo de contacto admisible de la rueda con menor dureza o esfuerzo admisible medio.

[σ ]H=22.5Ksi=155.13N /mm2

K Hβ - coeficiente de irregularidad de la carga a lo largo de los dientes

K Hβ = 1 para estos casos de transmisión.

Por tanto tenemos que:


aw=49.5 (4.33+1)3√ 3496000.225 x 4.332 x (155.13)2

∙1

aw=398.42mm 40cm

DETERMINACION DEL MODULO DE ENGRANE m, mm

m≥2K mT 3 ∙10

3

d2b2 [σ ]FDonde:

Km - coeficiente auxiliar.

Km = 6,8 para transmisiones de engranes rectos

d2 - diámetro de engrane de la rueda, mm

d2=2awu

(u+1)=2 (400 )(4.33)

(4.33+1)=649.91mm 65cm

b2 – ancho de la cara del diente, mm

b2=φaaw

b2=0.225 (400 )=90mm

[σ ]F - esfuerzo flexionante permitido del material de la rueda, N/mm2

[σ ]F=65Ksi=448.16N /mm2

Por Tanto:

m=2 (6.8 ) (349600 )

(650 ) (90 )(315.16)=0.26mm

DETERMINAR EL ÁNGULO DE INCLINACIÓN DE LOS DIENTES

βmin=arcsin3,5b2


El ángulo de inclinación varía entre 8 y 9 grados pero por el aumento de las fuerzas axiales se prefiere ángulos bajos

Entonces:

βmin=arcsin3,590

=2.5 grados

βmin≈3 grados

DETERMINAR LA SUMA DE LOS DIENTES DEL PIÑÓN Y DE LA RUEDA

Para ruedas de engranes rectos:

zΣ=z1+z2=2aw /mPor tanto:

zΣ=z1+z2=2(400mm)

(1mm)=800

Por tanto la suma es:zΣ=800


Precisar la magnitud real del ángulo de la transmisión helicoidal

β=arcos z Σm/ (2aw )

β=arcos800 x1mm2(400mm)

=0grado

Determinar el número de dientes del piñón.

z1=zΣ /(1+VR)

z1=8001+4.33

=150.09 150

Determinar el número de dientes de la rueda.

z2=zΣ−z1=800−150=650

Determinar la relación de transmisión (VR) de facto, real.

VRR=z2z1

=650150

=4.33

Determinar la distancia de facto entre ejes, mmPara engranes rectos:

aw=( z1+z2)m2

=8002

=400mm 40cm

DETERMINACIÓN LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS FUNDAMENTALES DE LA TRANSMISIÓN (mm)

PARÁMETROPIÑÓN RUEDA

RECTO RECTO

DIÁMETRO

(DIÁMETRO DE PASO) d1=mz1=150mm (DIAMETRO DE PASO) d2=mz2=650mm

da1=d1+2m=152mm da2=d2+2m=652mm

d f 1=d1−2,4m=147.6mm 148mm d f 2=d2−2,4m=647.6mm 648mm

ANCHO DE LA RUEDAS

b1=b2+(2…4 )mm=151mm b2=φaaw=90mm



CARGA DE ARBOLES DEL REDUCTOR

Los árboles, a diferencia de los ejes, además de sostener los elementos giratorios trasmiten momentos torsores, por consiguiente, los árboles resultan cargados, no solo por esfuerzos normales debido a los momentos flectores, sino también, por esfuerzos tangenciales generados por momentos torsores, en toda la longitud o en sectores aislados del árbol.

1. Determinación de las Fuerzas en los engranes de la transmisión Reductora2. Determinación de las Fuerzas en Voladizo

1. DETERMINACIÓN DE LAS FUERZAS EN LOS ENGRANES DE LA TRANSMISIÓN REDUCTORA

Datos:

T 1=torqueen el primer eje (ejemás rápido )=83210NmmT 2=torqueen el segundoeje (ejemás lento )=349600Nmmd1=diámetrode pasodel piñónenel primer eje (ejemás rápido )=150mmd2=diámetrode pasode lacoronaenel segundo eje (ejemás lento )=650mmα = ángulo de presión de engrane (tomar valor = 20°)β=ángulode hélice (de acuerdoacálculosanteriores )=0

TIPO DE TRANSMISIÓN

FUERZA EN EL ENGRANE

MAGNITUD DE LA FUERZA (N)En el Piñón En la Corona

Helicoidal

Tangencial F t1=F t2=1076N F t2=2T 2d2

=2 x (349600)

650=1076N

Radial F r1=F r2=392N F r2=F t2tgαcosβ

=1076 xtg(20)cos 0

=392N

axial Fa1=Fa2=0 Fa2=Ft 2tgβ=1076 xtg (0 )=0

2. DETERMINACIÓN DE LAS FUERZAS EN VOLADIZO (TRANSMICION ABIERTA)

TIPO DE TRANSMISIÓN

FUERZA EN EL ENGRANE

MAGNITUD DE LA FUERZA (N)En el Piñón En la Corona

Engrane RectoTangencial F t1=F t2=1076N F t2=

2T 2d2

=2 x (349600)

650=1076N

Radial F r1=F r2=392N F r2=F t2tgα=1076 xtg (20 )=392N

Acople Radial En el eje rápido En el eje lentoPara engranes

FM 2=125√T2=125√349600=73909N


Grafico que muestra las fuerzas tangenciales, radiales y axiales del par de engrane, en este caso los vectores son designados con “W” y no “F”


3. ESQUEMA DE FUERZAS DE CARGA DE LOS EJES DEL REDUCTOREl Esquema para el mecanismo de grúa puente será el mismo ya que el motor eléctrico posee el mismo sentido de giro, como la que se muestra en la figura.

Fuerza Piñón Corona

F t 1076 N

F r 392 N

Fa 0 N

ω 182,21 40,50



CALCULO PRELIMINAR DE EJESCOMPOSICIÓN DE ANTEPROYECTO DEL REDUCTOR

1. Determinar el material de los árboles2. Determinar las tensiones admisibles a la torsión3. Determinar los parámetros geométricos del escalonamiento de los arboles4. seleccionar tipo de rodamiento preliminar5. trabajar bosquejo de la transmisión (vista general)

Los arboles se calculan a la resistencia compleja, puesto que además de las cargas de flexión, transmiten momento de torsión.

1. DETERMINAR EL MATERIAL DE LOS ÁRBOLES

El material que utilizaremos para los arboles es: E230 Bohler (AISI 3215)

2. DETERMINAR LAS TENSIONES ADMISIBLES A LA TORSIÓN

Las tensiones Admisibles serán:

Para el eje lento [ τ ]T = 15 Nm2

Para el eje rápido [ τ ]T = 20 Nm2

3. DETERMINAR LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS DEL ESCALONAMIENTO DE LOS ARBOLES

ESCALONAMIENTO EJE – PIÑÓN (FIG1) EJE DE CORONA (FIG3)

1ro

d1 d1=3√ T0,2 [ τ ]T

=3√ 83,210,2(15)

=27,74mm d1=3√ T0,2 [ τ ]T

=3√ 349,60,2(20)

=40mm

l1 l1=(0,8)(27.74mm) = 22.19 mm l1=(0,8)(40 mm) = 32 mm

2dod2 d2=27.74mm+2 (2,2mm )=32.14mm d2=40mm+2 (2,5mm )=45mml2 l2≈1,5 (32.14mm )=48.21mm l2≈1,25 (45mm )=56,3mm

3erd3 d3=32.14mm+3,2 (2 )=38.54mm d3=45mm+3,2 (2,5 )=53mml3 l3≈65mm l2≈73mm

4to

d4 d4=d2=32.14mm d4=d2=45mm

l4l4=Bl4=T

5to

d5No se construye

d5=d3+3 f=53+3(1,2)=56,6mm

l5 l5≈28mm


4. ESQUEMATIZANDO LOS DATOS OBTENIDOS TENEMOS:

PARA EL PIÑON:

PARA LA CORONA:

L1=22.19mmL2=48.21mmL3=65mm

d1=27.74mmd2=32,14mmd3=38.54mm

t=2,2mm

L1=32mmL2=56,3mm

L3=73mm

L5=28mm

d1=40mmd2=45mmd3=53mmd4=45mm

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Mecanismo de Movimiento de Grua Puente