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REDUCTOR DE VELOCIDADES

INTRODUCCION :

Los reductores de velocidad son mecanismos que permiten realizar, como su nombre lo indica, la reducción y en algunos casos el aumento de velocidades en sistemas compuestos por poleas y correas, ruedas dentadas y cadenas, engranajes rectos, helicoidales, cónicos, tornillos sin fin, etc.Según la necesidad se debe establecer el uso adecuado de algunos de estos elementos para diseñar un reductor que satisfaga las necesidades de uso y aplicación.Los factores que determinan el diseño de reductores, como ser: potencia a transmitir, velocidades, características de tamaño, disponibilidad de stocks y otros, son determinantes al tiempo de elegir el uso de uno de estos dispositivos.Las fuentes de poder a las cuales se acoplan estos mecanismos de reducción pueden variar según la disponibilidad y el uso, a saber: Motores eléctricos, motores de combustión interna y motores a gas.OBJETIVOS:

El objetivo del presente diseño es el de establecer la geometría y materiales de los elementos que se deben usar para lograr un rendimiento óptimo del equipo final.Al desconocer la finalidad del equipo, se crea una incertidumbre sobre algunos aspectos el diseño, como ser: Calidad, vida útil, condiciones de trabajo y otros; es por eso que el reductor de velocidades será diseñado para condiciones de servicio precarias y en algunos casos extremas.Se desea conseguir lo siguiente:

Diseñar los elementos del reductor. Optimizar dichos elementos. Usar la menor cantidad de material posible

DATOS PRINCIPALES PARA EL REDUCTOR:

Potencia de la maquina requerida. 17Hp.

Velocidad de salida. 250RPM.

Se desea seleccionar y diseñar todos sus elementos que lo componen.

MOTOR A USAR PARA EL REDUCTOR:

El motor de 17 HP no se encuentra en catálogos así que se llegara a elegir el motor inmediato superior 20 HP de potencia. Encontramos en catálogos de motores, o programas de los mismos un motor de una potencia de 20HP.

CÁLCULO Y DISEÑO DE LOS ENGRANAJES:

Se escogió los engranajes rectos ya que la potencia a transmitir es relativamente pequeña y además que tiene la ventaja con respecto a las helicoidales de no tener una fuerza axial y esto no perjudica en la configuración geométrica.

MOTOR ELÉCTRICO

Corriente Trifásica

Potencia 20Hp

Velocidad del eje 2945 rpm

Carcasa tipo 160 L

Diámetro de eje 42k6 mm

Comportamiento 380V, 50Hz

REQUERIMIENTOS DE LA MAQUINA

Potencia 17 HpVelocidad 250 rpm

Además tiene la ventaja de su fácil tallado y es mucho mas económico que los engranajes helicoidales.

CÁLCULO Y DISEÑO DE LA PRIMERA ETAPA:

Tercera etapa

Primera etapa

Segunda etapaPRIMERA ETAPA: La reducción en la primera etapa está dada por dos engranajes rectos la relación de velocidad entre estos será VR=2.50 con lo que se logra reducir la velocidad y cambiar la el sentido del eje.

SEGUNDA ETAPA.-

Esta etapa está conformada por engranajes rectos con una relación de velocidad de VR=2.30 con lo que se logra reducir la velocidad.

TERCERA ETAPA:

Esta etapa esta conformada por dos engranajes rectos con una relación de velocidad VR = 2.05 con lo que se logra reducir la velocidad hasta la requerida por la maquina.

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DISEÑO DE ENGRANAJES:PRIMERA ETAPAENGRANAJES RECTOS

PRIMERA ETAPA

ENGRANAGES RECTOSNumero de dientes del piñón Np= 20Numero de dientes del engranaje Ng= 50Paso diametral Pd= 8potencia de entrada HP= 20rpm del piñón np= 2945,00Angulo de presión ∅= 20Eficiencia de transmisión η= 0,97Rpm del engranaje ng= 1178,00Relación de velocidades VR= 2.5Diámetro de paso piñón d= 2.5Diámetro de paso engranaje D= 6.25

SEGUNDA ETAPA:

SEGUNDA ETAPA

ENGRANAGES RECTOSNumero de dientes del piñón Np= 20Numero de dientes del engranaje Ng= 46Paso diametral Pd= 6potencia de entrada HP= 20rpm del piñón np= 1178Angulo de presión ∅= 20Eficiencia de transmisión η= 0,97Rpm del engranaje ng= 512.17Relación de velocidades VR= 2.3Diámetro de paso piñón d= 3.33Diámetro de paso engranaje D= 7.667

TERCERA ETAPA:

TERCERA ETAPA

ENGRANAGES RECTOSNumero de dientes del piñón Np= 25Numero de dientes del engranaje Ng= 51Paso diametral Pd= 6potencia de entrada HP= 20rpm del piñón np= 512.17Angulo de presión ∅= 20Eficiencia de transmisión η= 0,97Rpm del engranaje ng= 250Relación de velocidades VR= 2.05Diámetro de paso piñón d= 4.17Diámetro de paso engranaje D= 8.5

FUERZAS EN ENGRANAJES:

ENGRANAJE 1

FUERZAS DEL PIÑON 1

Momento torsor (lb.in) T= 427.84Carga tangencial (lb) Wt= 242.28Carga radial (lb) Wr= 124.58Velocidad tangencial (ft/min) Vt= 1427.50

Calculado Admisible

Esfuerzo a tensión ( ) 12446,37 32427

Esfuerzo a contacto ( ) 105287,80 109385

ENGRANAJE 2

FUERZAS DEL ENGRANAJE 2


8

Calculado AdmisibleEsfuerzo a tensión ( ) 10268,25 16390

ENGRANE 4


Momento torsor (lb.in) T= 641.77Carga tangencial (lb) Wt= 641.77Carga radial (lb) Wr= 233.58Velocidad tangencial (ft/min) Vt= 1028



ENGRANE 3




ENGRANE 5


Momento torsor (lb.in) T= 2460Carga tangencial (lb) Wt= 1180Carga radial (lb) Wr= 429.485Velocidad tangencial (ft/min) Vt= 558.69



ENGRANE 6


Momento torsor (lb.in) T= 2460Carga tangencial (lb) Wt= 196.93Carga radial (lb) Wr= 71.78Velocidad tangencial (ft/min) Vt= 3351.29


CALCULO DEL DIAMETRO DEL EJE 1:




VERIFICACION DE LA RIGIDEZ-.Deflexión debida a la carga radial: Y1=WrL3/48EI =4.19*10-5 in.

Donde:

Momento de inercia: I=d4/64 =0.028 in4 Longitud del eje: L=3.5 in.

Deflexión debida a la carga tangencial: Y2=1.15*10-4in.

Deflexión total: Ytotal = (Y! 2+Y2

2) ½ =1.18*10-4 in.

Deformación transversal admisible: Yadm = 0.01 in/pie

YTotal Yadm. (si cumple)

Deformación torsional: =TL/GJ =5.2*10-4 (180°/)=0.030°

Donde:

Módulo de elasticidad transversal: G=11.49*106 psi.

Momento de inercia polar : J=d4/32=0.098 in4

Deformación torsional admisible: adm= 1°/20 diametros

adm (si cumple)

VERIFICACION A LA VELOCIDAD CRITICA:

Velocidad critica:

go= 386pulg/seg2

c operación : 2945rpm. (si cumple)

DISEÑO DE CHAVETAS POR CIZALLADURA O CORTE:

PRIMEREJE

Material: AISI 1020CDPropiedades: Sy=51000psi

Diámetro (D) Torque (T) espesor (b) Factor de diseño

(plg) (lb. plg) (plg) (nd)2 427.84 0,312 2,000

SEGUNDO EJE


Diámetro (D) Torque (T) espesor (b) Factor de diseño Sy

Longitud (L)

(plg) (lb. plg) (plg) (nd) (psi) (plg)1.5 641.77 0,312 2,000 51000,000 0,173

TERCER EJEMaterial: AISI 1020CDPropiedades: Sy=51000psi

Diámetro (D) Torque (T) espesor (b) Factor de diseño Sy

Longitud (L)

(plg) (lb. plg) (plg) (nd) (psi) (plg)1.5 1390.39 0,312 2,000 51000,000 0,456

CUARTO EJE O EJE DE SALIDA


Diámetro (D) Torque (T) espesor (b)

Factor de diseño Sy

Longitud (L)

(plg) (lb. plg) (plg) (nd) (psi) (plg)1 2460 0,312 2,000 51000,000 1,146

Es más seguro que una chaveta falle por corte por lo que no es necesario realizar la verificación por aplastamiento.

DbSy

TnL d4

ESPESOR DE LA CAJA-.

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

L = 13 in. b = 10.5 in h = 15 in.

N

=436 mm.

Sesp.caja = 9 mm.

10. DISEÑO DEL ACOPLAMIENTO.-

Obteniendo de tablas:

DIMENSIONES EN mmNº A(min) B(max) C D E F G H PESO(Kg)

644266 22.2 45 71

44.5 133 113 23 22 5.08

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.

Sus características son las siguientes:

Tipo de lubricante: jabón aceite-sodio, mineral.Limites de temperatura, útil en grados (F): desde –25

hasta 250.Fuente:

Esso Standard Oil Co.Identificación:

Andok C.Esta especificación se la saco del

“Manual del ingeniero Mecánico” (MARKS).

12.REFERENSIAS BIBLIOGRAFICAS.-

1.-Weg,Catalogo: “MOTORES DE INDUCCIÓN ASINCRONICOS TRIFÁSICOS”

2.-Robert l. Mott,P.E,”DISEÑO DE ELEMENTOS DE MAQUINAS”,Editorial PRENTICE HALL HISPANOAMERICANA ,S.A,pag.397

3.- “DISEÑO EN INGENIERIA MECANICA” ; Joseph Edgard Shigley; 5º edición

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