Calculo de transportador por tornillo

7/23/2019 Calculo de transportador por tornillo

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MEC - 3263

PROYECTO FINAL REDUCTOR DE VELOCIDADES CON TORNILLO SIN FIN

Datos

Ns 8kW Ns 10.87 CV Potencia de salida

n3 8rpm Velocidad de salida

Solución

1. Determinación de parámetros generales

1.1. Cálculo del rendimiento 55064

f s 1.4

ηP1

f s

ηP 71.43 % Este es el rendimiento asumido de las perdidas

ηtor 95%

ηtot ηP ηtor ηtot 67.86 %

1.2. Cálculo de la potencia de entrada

N3 Ns N3 10.87 CV

N1

N3

ηtot

N1 11.79 kW N1 16.02 CV

la elección de el motor se elige de un catalogo en función de la potencia requerida

Para :

N1 15kW Potencia del motor

n1 300rpm velocidad del motor

1.3. Cálculo de la relación de transmisión total

it

n1

n3

it 37.5

1.4. Determinación de las relaciones de transmisión en las poleas y el tornillo sin fin

itot i1 i2=

Para :

i1 2.5 en las Poleas

i2 15 en el Tornillo

1 Alfredo Hidalgo Peñafiel



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2. Cálculo de el Tornillo sin fin

2.1 Potencia en el eje medio (N2)

N2

N3

ηtor N2 8.42 kW N2 11.44 CV

2.2. Determinación del número de filetes del tornillo y dientes la rueda (plato)

z1 3 filetes Asumiendo este número de filetes

z2 i2 z1z2 45 dientes

2.3. Cálculo del momento torsor de la rueda

Mt4 97400 N3.

n3

Mt4 97400 kp cm

2.4. Cálculo de la velocidad de rotación del eje medio (II)

n2

n1

i1

n2 120 rpm

2.5. Determinación de Relación b/t

b

t2.5= A= A 2.5 Para dientes mecanizados

2.6. Cálculo del módulo

C 100kp

cm2

Si el material del tornillo es bronce

z2 45 dientes

m 4.3

3Mt4.

z2 C m 11.98 mm

normalizando el módulo a m 12 mm

2.7. Cálculo de los radios de el tornillo y la rueda

r o1 m 1.4 2 z1 r o1 58.37 mm

r o2

m z2

2 r o2 270 mm

2.8. Cálculo del ángulo m

tanγm

z1 m

2 r o1= γm atan

1

2z1

m

r o1

γm 17.14 º




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2.9 Cálculo de velocidades

v1

2 r o1 π n2

60 v1 583.8

m

s

vgv1

cos γm vg 610.93 m

s

2.10. Cálculo de los l imites de Carga

2.10.1. Cálculo de el límite de Compresión del lubricante

Para el aceite se considera ºE 50

Con :

γ 0.9 104

kp s

cm2

Smin

1

5000cm

ε 7.42 ºE 6.44ºE

γ 108

ε 3.34 106

kp s

cm2

Potencia útil en el arbol III (N3)

De la figura - 370n3 8 rpm

k n 1.02

N´3

ε k n r o12

r o22

n2 n3

6.85 105

Smin

=

N´3

ε k n r o12

r o22

n2 n3

6.85 1015

Smin

N´3 0.72 CV

De la figura - 371

k v 8

Nv N´3

k v

tan γm

Smin

r o2

Nv 0.05 CV

Cálculo de la potencia perdida

Nv N´3

k v

tan γ( )

Smin

r o2

=

Sea :

pk v

tan γm

Smin

r o2

p 0.07

Mas la perdida en los rodamientos para cojinetes de bolas f r 1.2%

p´ p f r p´ 0.08 Nv N´3 p´ Nv 0.06 CV




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Rendimiento del reductor

η N´3

N´3 Nv η 92.37 %

Siendo la potencia motriz necesaria es: Para :

N2

N3

η N2 11.77 CV N2 8.66 kW

2.10.2. Cálculo del límite de calentamiento

Potencia sin ventilador

Para un factor ki de Fratshner pag - 311 con : i2 15 k i 0.65

N´2

r o1 r o2 2

n10.7

25 k i

2940

N´2 18.88 CV

Potencia con ventilador

N2

r o1 r o2 2

n1 100 k i

11450

N2 24.48 CV

Con la relación Reductor "no requiere ventilador" N´2 N2if

"requiere ventilador" N2 N´2if

Reductor "requiere ventilador"

2.11. Cálculo de las dimensiones de el tornillo

Cálculo del paso t

t m π t 37.7 mm

Cálculo del módulo normal mn

mn

m cos γm

mn

11.47 mm

Cálculo de H (altura de el dinte)

H z1 t H 113.1 mm

Cálculo del paso normal tn

tn mn π tn 36.03 mm

Cálculo de los diámetros primitívos

d o1 2 r o1 d o1 116.74mm d o2 2 r o2 d o2 540 mm




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Cálculo de las dimensiones de los dientes

Considerando γm 15º

k mn k 11.47 mm

f 1.5 mn f 17.2 mmh 2.2 mn h 25.23 mm

Cálculo de la distancia entre ejes

ao

d o1 d o2

2 ao 328.37mm

Ancho de b y bo

b 2.5 t b 94.25 mm bo b m bo 106.25mm

Longitud del tornillo m 12 mmL 2.5 m z2 L 201.25 mm

z2 45n1 300 rpm

Diámetro del nucleo del tornillo

d k 120

3 N2.

n2

d k 70.65 mm

Normalizando : d k 75 mm

Angulo

Con : z2 45 a 2.3

tan ϕ( )a

r o1

t0.6

= ϕ atan 5. at

5. r o1 3. t

ϕ 46.96 º

2.12. Cálculo de el peso de la Rueda y el tornillo

Material de la RUEDA GG40 γGG40 7.35 106

kp

mm3

d o2 2 r o2 d o2 540 mm

GR π

4d o2.

2 b. γGG40. GR 158.65 kp

Material del TORNILLO Bronce γ br 8 106

kp

mm3

Gk π4

d o1. 2 L γ br. Gk 17.23 kp




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2.13. Cálculo de las Fuerzas actuantes α 20º

Rueda

U2

2 Mt4

d o2

U2 3607.41 kp Fza. tangencial de la rueda

R 2

U2 tan α( )

cos γm R 2 1373.72 kp Fza. radial de la rueda

A2 U2 tan α( ) A2 1312.72 kp Fza. axial de la rueda

Tornillo

A1 U2 A1 3607.41 kp Fuerza axial del tronillo

U1 A2 U1 1312.72 kp Fuerza tangencial

R 1 R 2 R 1 1373.72 kp Fuerza radial

3. Cálculo de las poleas

Se usa el Catálogo de correas Gates - Hi-Power

3.1. Factor de servicio

motor de corriente alterna - chancadorasf s 1.4 Tabla 2

3.2. Potencia proyectada

NP f s N1 NP 28.16 hp

3.3. Elección de la correa

Con : NP 28.16 hp n1 300 rpm Tabla 3 Cuadro para la sección de lacorrea

Se elige una correa de sección t ipo "D"

3.4. Elección de el diámetro de la polea chica

d p 355 mm Sección "D" Tabla 4

3.5. Velocidad de la correa

vc

π d

p

n

1.

60 vc 5.58 m

s vc 25 m

s Aceptable

3.6. Diámetro de la polea grande

D p i1 d p D p 887.5 mm

3.7. Distancia entre centros tentativa

co1

2D p 3 d p co 976.25mm

3.8. Longitud de la correa tentativa

Lo 1.57 D p d p 2 co Lo 3903.22 mm




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3.9. Longitud real de la correa

L 4095 mm D 158 Tabla 7

3.10. Distancia entre centros real

Siendo :cr

A h D p d p

2

=

A L 1.57 D p d p A 2144.27 mm

D p d p

A0.25 h 0.13 Tabla 8

cr

A h D p d p

2 cr 1037.52 mm

3.11. Angulos de abrazamiento

Radios de las poleas

r p

d p

2 r p 177.5 mm R p

D p

2 R p 443.75mm

sin β( )R p r p

cr

= β asinR p r p

cr

β 14.87 º

α1 180º 2 β α1 150.26 º

α2 180º 2 β α2 209.74 º

3.12. Factores de corrección

D p d p

cr

0.51

G 0.928 Tabla 10

F 0.92 Tabla 11

3.13. Diámetro equivalente

con : i1 2.5

f i 1.13 Tabla 15-A

d equiv f i d p d equiv 401.15mm




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3.14. Potencia en cada correa

con : vc 5.58m

s d equiv 401.15mm

N´cc 11.4 hp Tabla 15

f N G F f N 0.85

Ncc f N N´cc Ncc 9.73 hp

3.15. Número de correas

nc

NP

Ncc

nc 2.89 correas

Considerando a: nc 3 correas

3.16. Vida Util probable

Potencia real en cada correa

Ncc

NP

nc

Ncc 9.39 hp Ncc 9.51 CV

Cálculo de Tensiones

1ra relación

(1) T1 T2

75 Ncc

vc= u

75 Ncc.

vc u 127.92 kp

2da relacón

Siendo : μ 0.5 α´1

2 π α1

180º α´1 5.24

(2 )T1

T2

eμ α´1

= p eμ α´1

p 13.77

De la ecuación (2) se tiene que: T1 p T2= (3)

reemplazando (3) en (1) T2 p 1( ) u=

Teniendo entonces que: T2u

p 1( ) T1 p T2




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Siendo el valor de las tensiones

T1 137.94kgf T2 10.02 kgf

α1 150.26 º α2 209.74 º

β1

180º α1

2 β2

α2 180º

2

β1 14.87 º β2 14.87 º

k b 6544 kp cm Constante de correastrapezoidales

Primera página del catálogo

T b1

k b

d p

T b1 184.34kp

T b2

k b

D p

T b2

73.74 kp

Valor de la fuerza centrífuga

k c 6.156kp s

2

m2

función del tipo de sección de la correa "D"

Tc k c

vc2

100 Tc 1.91 kp

Valor de las fuerzas máximas

F1 T1 T b1 Tc F1 324.19kp

F2 T2 T b2 Tc F2 85.67 kp

Cantidad de veces que se generan las fuerzas máximas

Q 1909 kp x 11.105

NFm1Q

F1

x

NFm1 3.556 108

Fmaximas

NFm2Q

F2

x

NFm2 9.32 1014

Fmaximas

De la relación :

1

NFm

1

NFm1

1

NFm2

=

NFm NFm1

NFm2

NFm2 NFm1

NFm 3.56 108

Fmaximas




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Número de pasadas de la correa

N pas

vc. 60

L N pas 81.7

Pasadas

min

Entonces la vida útil será:

VUtil

NFm

N pas VUtil 72535.06 hr

3.17. Cálculo de los pesos de las poleas

Material de las poleas GG40 γGG40 7.35 106

kp

m3

GPd π

4d p

2 L γGG40 GPd 1.72 kp

GPDπ

4

D p2

L γGG40 GPD 10.78 kp

4. Cálculo de las reacciones en los Ejes del Reductor de velocidades

4.1.Cálculo de la longitud efectiva del eje del tornillo

JB

1

L

2

B J 60

3 00

Cálculo de la distancia efectiva

B 25..60= mm Ancho de los rodamientos

B 30 mm b 94.25 mm

ao 328.37mm Distancia entre centros del tornillo y rueda

j 0.05 ao 10 mm j 26.42 mm

L 170 mm Longitud del tornillo

LtotalT 2 B 2 j L LtotalT 282.84mm

Lo LtotalT B Lo 252.84mm Distancia efectiva de apoyo de los ejes




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4.2. Calculo de la logitud efectiva de la rueda

b 94.25 mm bo 106.25 mm

j 0.05 ao 10 mm j 26.42 mm

a

o

328.37 mm

LtotalR 2 B 2 j b LtotalR 207.08mm

LoR LtotalR B LoR 177.08mm

5. Calulo de reacciones

5.1 Cálculo de las reacciones en el eje del tornillo

Distribución de fuerzas en el eje I

Lo

U1

G

A

1R1

Lo/2Lo/2

k

AyI ByI

Lo

Lo/2

G

R1

1

A

Plano XY

k

Plano XY

ΣMB 0=

Ay1 Lo R 1 Gk Lo

2 A1

d o1

2 0=

Ay11

2

Lo R 1 Lo Gk A1 d o1 Lo

Ay1 137.32 kp




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ΣMA 0=

By1 Lo R 1 Gk Lo

2 A1

d o1

2 0=

By11

2

Lo R 1 Lo Gk A1 d o1 Lo

By1 1528.27 kp

R 1 Gk Ay1 By1 0 kp

Lo

1U

Az

Lo/2

Bz

Plano XZ

Plano XZ

Az Bz=

U1

2=

Az

U1

2 Az 656.36kp

Bz

U1

2 Bz 656.36kp

5.2 Cálculo de las reacciones en el eje de la rueda

Distribución de fuerzas en el eje II

Plano XY

Ay2I By2

LoR

LoR/2

A2

G R

R2




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Plano XY

Ay2I By2

LoR

LoR/2

A2

GR

R2

Plano XY

ΣMB 0=

Ay2 LoR GR R 2 L

oR 2 A2

d

o22 0=

Ay2

GR R 2 LoR

2 A2

d o2

2

LoR

Ay2 1393.96 kp

ΣMA 0=

By2 LoR GR R 2 LoR

2 A2

d o2

2 0=

By21

2

LoR GR LoR R 2 A2 d o2 LoR

By2 2609.03 kp

R 2 GR Ay2 By2 0 kp

Plano XY

LoR

LoR/2

Az2 Bz2

U2

Plano XZ

Az2 Bz2=

U2

2=

Az2

U2

2 Az2 1803.7kp

Bz2

U2

2 Bz2 1803.7kp




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6. Calculo de momentos flectores

6.1. Momentos flectores para el eje de Tornillo

tornillo

JB

1

L

2

B J 60

3 00

Plano XY

M bzto Ay1B

2 M bzto 205.98 kp cm

M bzt1

Ay1

jB

2

M

bzt1568.75 kp cm

M bzt2 By1

Lo

2 M bzt2 19320.19kp cm

M bzt3 By1 jB

2

M bzt3 6329.87 kp cm

M bzt4 By1B

2 M bzt4 2292.41 kp cm

Plano XZ

M byto AzB

2 M byto 984.54kp cm

M byt1 Az jB

2

M byt1 2718.54 kp cm

M byt2 Bz

Lo

2

M byt2 8297.6kp cm

M byt3 Bz jB

2

M byt3 2718.54 kp cm

M byt4 BzB

2 M byt4 984.54kp cm

6.1.1Momentos felectores totales en cada punto del eje

M bto M bzto2

M byto2

M bto 1005.86 kp cm

M bt1 M bzt1

2

M byt1

2

M bt1 2777.4kp cm




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M bt2 M bzt22

M byt22

M bt2 21026.65 kp cm

M bt3 M bzt32

M byt32

M bt3 6888.96 kp cm

M bt4 M bzt42

M byt42

M bt4 2494.89 kp cm

6.1. Momentos flectores para el eje de la rueda.

Plano XY

M bzro Ay2B

2 M bzro 2090.94 kp cm

M bzr1 Ay2 jB

2

M bzr1 5773.57 kp cm

M bzr2 By2

Lo

2 M bzr2 32982.99 kp cm

M bzr3 By2 jB

2

M bzr3 10806.21 kp cm

M bzr4 By2B

2 M bzr4 3913.55 kp cm

Plano XZ

M byro Az2B

2 M byro 2705.56 kp cm

M byr1 Az2 jB

2

M byr1 7470.66 kp cm

M byr2 Bz2

Lo

2 M byr2 22802.14 kp cm

M byr3 Bz2 jB

2

M byr3 7470.66 kp cm

M byr4 Bz2B

2 M byr4 2705.56 kp cm

6.1.1Momentos felectores totales en cada punto del eje

M bro M bzro2

M byro2

M bro 3419.37 kp cm

M br1 M bzr12

M byr12

M br1 9441.66 kp cm

M br2 M bzr22

M byr22

M br2 40097.58 kp cm

M br3 M bzr32

M byr32

M br3 13137.16 kp cm

M br4 M bzr42

M byr42

M br4 4757.72 kp cm




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7. Dimencionado de los ejes

7.1. Dimencionamiento del eje del tornillo.

Considerando que el eje es de St-50 σ badm 800kp

cm2

τadm 650kp

cm2

Realizando en cada punto

d to

3M bto

0.1σ badm

d to 23.25 mm Normalizando d to 25 mm

d t1

3M bt1

0.1σ badm

d t1 32.62 mm Normalizando d t1 35 mm

d t2

3M bt2

0.1σ badm


d t3

3M bt3

0.1σ badm


d t4

3M bt4

0.1σ badm


7.2. Dimencionamiento del eje de la rueda

Considerando que el eje es de St-50 σ badm 800kp

cm2

τadm 650kp

cm2

Realizando en cada punto

d ro

3M bro

0.1σ badm

d ro 34.96 mm Normalizando d ro 35 mm

d r1

3M br1

0.1σ badm

d r1 49.05 mm Normalizando d r1 50 mm

d r2

3M br2

0.1σ badm


d r3

3M br3

0.1σ badm


d r4

3M br4

0.1σ badm





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8. Resistencia a la fatiga de los ejes

8.1. Resistencia a la fatiga del eje del tornillo

αo 0.7 Para flexión alternativa y torsión pulsatoria

Material de los ejes St-50

σ badm 800kp

cm2

τadm 650kp

cm2

σw 210 N

mm2

σw 2141.4kp

cm2

Tensión de flexión en cada punto del eje

σ bo

M bto

0.1 d to3

σ bo 643.75kp

cm2

σ b1

M bt1

0.1 d t13

σ b1 647.79kp

cm2

σ b2

M bt2

0.1 d t23

σ b2 613.02kp

cm2

σ b3

M bt3

0.1 d t33

σ b3 755.99kp

cm2

σ b4

M bt4

0.1 d t4

3

σ b4 389.83kp

cm

2

Momento torsor MtI U1

d o1

2 MtI 76622.44 kp mm

Tensión de torsión para cada punto del eje

τo

MtI

0.2 d to3

τo 2451.92kp

cm2

τ

1

MtI

0.2 d t13

τ

1

893.56kp

cm2

τ2

MtI

0.2 d t23

τ2 111.69kp

cm2

τ3

MtI

0.2 d t33

τ3 420.42kp

cm2

τ4

MtI

0.2 d t43

τ4 598.61kp

cm2

Tensión de traccióno compresión

σA

1π

4d to

2

σ 734.9 kp

cm2




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Tensión superior en cada punto del eje

σoo σ bo σ σoo 1378.64kp

cm2

σo1 σ b1 σ σo1 1382.69 kp

cm2

σo2 σ b2 σ σo2 1347.92kp

cm2

σo3 σ b3 σ σo3 1490.88kp

cm2

σo4 σ b4 σ σo4 1124.72kp

cm2

Tensión comparativa en cada punto

συo σoo2

3 αo 2

τo2

συo 3276.91kp

cm2

συ1 σo12

3 αo 2

τ12

συ1 1756.57kp

cm2

συ2 σo22

3 αo 2

τ22

συ2 1354.7kp

cm2

συ3 σo32

3 αo 2

τ32

συ3 1575.62kp

cm2

συ4 σo42

3 αo 2

τ42

συ4 1338.56kp

cm2

De tabla 73 de Decker σw 210 N

mm2

ρº 0.09 mm σB 450 N

mm2

Resistencia a la fatiga σG

σw bo

βkb 1 R ( )=

Grado de entalladura βkbαkb

1 ρº χ =

donde la caida de flexión para cada punto será: donde : ρ 5 mm

χ 2

d t1

2

ρ χ 0.46

1

mm

con la relación de diámetros y /t en cada punto

td t2 d t1

2 t 17.5 mmd t1

d t2

0.5 ρ

t0.29

De la figura 190 Decker se tiene αkb 1.8




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Grado de entalladura βkb

αkb

1 ρº χ βkb 1.5

Grado de reposo R 0.5 Para torsión pulsatoria

K 2.1

Para un acabado fino bo 0.95

σG

σw bo

βkb 1 R ( ) σG 2718.86

kp

cm2

<K*w

Comprobación K σw 4496.95kp

cm2

cumple

Seguridad contra la rotura a la fatiga

SDoσG

συo

SDo 0.83

SD1

σG

συ1

SD1 1.55

SD2

σG

συ2

SD2 2.01

SD3

σG

συ3

SD3 1.73

SD4

σG

συ4 SD4 2.03

8.2. Resistencia a la fatiga del eje de la rueda

αo 0.7 Para flexión alternativa y torsión pulsatoria

Material de los ejes St-50

σ badm 800kp

cm2

τadm 650kp

cm2

σw 210 N

mm2

σw 2141.4kp

cm2

Tensión de flexión en cada punto del eje

σ bo

M bro

0.1 d ro3

σ bo 797.52kp

cm2

σ b1

M br1

0.1 d r13

σ b1 755.33kp

cm2

σ b2

M br2

0.1 d r23

σ b2 652.92kp

cm2




MEC - 3263

σ b3

M br3

0.1 d r33

σ b3 789.61kp

cm2

σ b4

M br4

0.1 d r43

σ b4 743.39

kp

cm2

Momento torsor MtII U2

d o2

2 MtII 974000kp mm

Tensión de torsión para cada punto del eje

τo

MtI

0.2 d ro3

τo 893.56kp

cm2

τ1

MtI

0.2 d r13

τ1 306.49 kp

cm2

τ2

MtI

0.2 d r23

τ2 62.38kp

cm2

τ3

MtI

0.2 d r33

τ3 230.27kp

cm2

τ4

MtI

0.2 d r43

τ4 598.61kp

cm2

σ bITensión de traccióno compresión

σA1

π

4d ro

2

σ 374.95kp

cm2

Tensión superior en cada punto del eje

σoo σ bo σ σoo 1172.47kp

cm2

σo1 σ b1 σ σo1 1130.28kp

cm2

σo2 σ b2 σ σo2 1027.87kp

cm2

σo3 σ b3 σ σo3 1164.56kp

cm2

σo4 σ b4 σ σo4 1118.34kp

cm2

Tensión comparativa en cada punto




MEC - 3263

συo σoo2

3 αo 2

τo2

συo 1596.37kp

cm2

συ1 σo12

3 αo 2

τ12

συ1 1189.8kp

cm2

συ2 σo22

3 αo 2

τ22

συ2 1030.65kp

cm2

συ3 σo32

3 αo 2

τ32

συ3 1197.56kp

cm2

συ4 σo42

3 αo 2

τ42

συ4 1333.21kp

cm2

De tabla 73 de Decker σw 210 N

mm2

ρº 0.09 mm σB 450 N

mm2

Resistencia a la fatiga σGσw bo

βkb 1 R ( )=


αkb

1 ρº χ =

donde la caida de flexión para cada punto será: donde : ρ 5 mm

χ 2

d r1

2

ρ χ 0.44

1

mm

con la relación de diámetros y /t en cada punto

td r2 d r1

2 t 17.5 mmd r1

d r2

0.59 ρ

t0.29

De la figura 190 Decker se tiene αkb 1.8


αkb

1 ρº χ βkb 1.5

Grado de reposo R 0.5 Para torsión pulsatoria

K 2.1

Para un acabado fino bo 0.95

σG

σw bo

βkb 1 R ( ) σG 2710.18

kp

cm2

<K*w

Comprobación K σw 4496.95kp

cm2

cumple

Seguridad contra la rotura a la fatiga




MEC - 3263

SDo

σG

συo

SDo 1.7

SD1

σG

συ1

SD1 2.28

SD2

σG

συ2 SD2 2.63

SD3

σG

συ3

SD3 2.26

SD4

σG

συ4

SD4 2.03

10 Calculo de Rodamientos

10.1. Rodamientos para el eje del piñon

Rodamiento Izquierdo-I

Fuerza radial Fr1I Ay12

Az2

Fr1I 670.57 kp

Fuerza axial Fa1I A1 Fa1I 3607.41 kp

velocidad de giro n2 120 rpm

Rodamientos radiales de bolas a rótula de doble hilera Según DIN 628

x 1.4 y 1.3

P x Fr1I y Fa1I

P 5628.43 kp P 55196.03 N

Tiempo de vida útil del rodamiento de acuerdo al servicio

Lh 80000 hr

Según norma brasilera

f h 3.8 kN coeficiente de temperatura

f n 0.9 kN coeficiente de rotación

Según

f h f nC

P= C

f h

f n

P

C 23764.48 kp C 233049.89 N

Catálogo SKF Según DIN 628

Designación 3306 0.7x

Dimensiones principales




MEC - 3263

base br1izq 30.2 mm 27

Diam. ext. Dr1izq 72 mmDext 70 mm 72

diam. int. d r1izq 35 mm 35

Rodamiento Derecho-I

Fuerza radial Fr1D By1

2

Bz

2

Fr1D 1663.26 kp

Fuerza axial Fa1D A1 Fa1D 3607.41 kp



x 1.4 y 1.3

P x Fr1D y Fa1D

P 7018.19 kp P 68824.94 N


Lh 80000 hr




Según

f h f nC

P

= Cf h

f n

P

C 29632.36 kp C 290594.18 N


Designación 3308 11x


base br1der 30 mm

Diam. ext. Dr1der 90 mm

diam. int. d r1der 40 mm

10.2. Rodamientos para el eje de la rueda

Rodamiento Izquierdo-II

Fuerza radial Fr2I Ay12

Az2

Fr2I 670.57 kp




MEC - 3263

Fuerza axial Fa2I A2 Fa2I 1312.72 kp



x 1.4 y 1.3

P x Fr2I y Fa2I

P 2645.33 kp P 25941.87 N


Lh 80000 hr




f h f nC

P= C

f h

f n

P

C 11169.19 kp C 109532.35 N


Designación 3306 0.7x


base br2izq 30.2 mm 27

Diam. ext. Dext 70 mm 72

diam. int. d r2izq 35 mm 35

Rodamiento Derecho-II

Fuerza radial Fr2D By22

Bz22

Fr2D 3171.81 kp

Fa2D A1 Fa2D 3607.41 kp



x 1.4 y 1.3

P x Fr2D y Fa2D

P 9130.17 kp P 89536.37 N





MEC - 3263

Lh 80000 hr




f h f nC

P= C

f h

f n

P

C 38549.6 kp C 378042.43 N


3308 11x


base br2der 30 mm

Diam. ext. Dr2der 90 mm

diam. int. d r2der 40 mm

10.3. Calculos de los pesos de los ejes γ 7.85 106

kp

mm3

Ge1π

4d t2

2 LtotalT γ Ge1 8.54 kp

Ge2π

4d r2

2 LtotalR γ Ge2 9.22 kp




MEC - 3263




MEC - 3263

Ay1 Ay1




MEC - 3263

By2 1 By2




MEC - 3263

M bz4 kp cmM bz4




MEC - 3263

M bz4

kp cmM bz4




MEC - 3263

1kp

cm2

Calculo de transportador por tornillo

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