DISEO II Proyecto.pptx 2010

8/7/2019 DISEO II Proyecto.pptx 2010

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Integrantes de Grupo:

RICARDO LUCAS AGUILAR.

CESAR LOPEZ CARDENAS

REINA PAGUAY ALVARADO

HENRY VILLON BARONA

Guayaquil- Ecuador

PROYECTO

ESCUELA SUPERIOR POLITECNICA DEL LITORAL

Facultad De Ingeniería Mecánica y Ciencias de la Producción

I termino 2010DISEÑO MECANICO II



Diseño de Forma



















SELECCIÓN DEL TIPO DE BALANCÍN



Selección del motorCon los parámetros anteriormente determinados en la sección VIII, se requiere de una

potencia 50 hp con un motor NEMA D, que se lo selecciona específicamente para este tipo

de aplicaciones como se muestra a continuación en la tabla provista por el fabricante

SIEMENS.



El motor seleccionado es el 365T 1LA03656SE71.

Dimensiones del motor seleccionado



Dimensiones del motor seleccionado



Potencia requerida





































y Velocidad de Bombeo: 20 rpm

Bandas y Poleas

V elocidad de la Polea de Mayor diámetro: 574 rpm





Potencia de Diseñoy La potencia de diseño la obtenemos según el factor de servicio



Tipo de Banda por la SecciónTransversal

Seleccionamos bandas 5V



Para una potencia de diseño

de 50Hp con 1160 rpm serecomienda que el diámetro

de la polea motriz sea mayor o

igual a 8.25" según el catálogo

de Martin(ver la tabla que se

muestra a continuación).

Diámetro Mínimo de la Polea Motriz.



Selección de laTransmisión

Con la relacion de velocidades para poleas calculamos el diámetro

de la polea para la caja de engranaje



Cálculo de la distancia entre centrosde poleas C.y La norma alemana DIN 7753, que recomienda:

y Distancias entre centros

Según estas referencias observamos que estamos frente a valorescorrectos ya que el catalogo tiene valores similares .



A partir de esta relación de velocidades; de la tabla del cat álogo

de Martin tomamos los siguientes datos





De las tablas obtenemos los siguientes datos que mediante los

cálculos anteriores verificamos que estamos en lo correctosegún la concordancia de las tablas :



Selección de polea



Determinación del Número de Bandas

Requeridas

Para nuestro sistema usaremos 4 bandas

De la tabla de Martin Tenemos



Cálculo de la caja de Engranaje

y Nuestro objetivo es diseñar un tren de engrane del tipo

compuesto en el cual la velocidad 2 que es la que se obtiene

luego del sistema de poleas y bandas es de 574 rpm y la

velocidad que se desea al final es de 20 rpm

Tren de Engranaje de Dos Etapas





Entonces hacemos la estimación de

las etapas

y Calculamos nuevamente la relación de velocidad:

Número deparejas

Números dedientes del

piñón

Números dedientes del

engrane

1 18 96

2 18 96



DISEÑO DE UN PAR DE ENGRANESDE LA CAJA REDUCTORA

Como datos tenemos las velocidades de entrada y salida del par

de engranes



Como ya se eligió el número de dientes del piñón nos toca el calculo delpaso diametral con la siguiente ecuación

Con al relacion de velocidad obtenemos el diámetro del engrane



Velocidad tangencial

De la tabla 11-7 nos da un rango de valor de calidad de engrane

recomendados para la velocidad en lí nea de paso, del cual tomamos el

valor de

Tipo de la carga HPSTC





Factor Dinámico

y De la figura 11-22 con los datos de velocidad y de Qv

obtenemos los valores de

Entonces los valores de



Valor de F (Ancho de la Cara)

Factor de Distribución de Carga

Obtenemos un valor de



Factor de Aplicación

Factor de Tamaño

Aun no se encuentra establecido normas para este

factor por el momento

AGMA nos recomienda tomar el valor de uno



Factor de Espesor de Aro

Nuestros engrane será un disco sólido por lo tanto esta factor

no afecta el diseño y tiene el valor de uno

F

actor de engrane Intermedio o LocoNo tenemos engrane intermedio por lo tanto lleva el valor de

uno

Valor de : Se toma en consideración el torque



Con la carga máxima de 9212LB

El máximo torque requerido es 133455.979466 Lb-pulg

y

Con todos estos datos procedemos a calcular los esfuerzos

Piñon

Engrane



Esfuerzos a la Fatiga Superficial

y F

actor Geométrico Superficial I





Tomando en consideración que

Calculamos los esfuerzos

PIÑON

ENGRANE



RESISTENCIAS A LA FATIGA DEBIDOA LA FLEXION

y De la tabla 11-20 obtenemos la

y

AGMA GRADO 1y Dureza 64HRC con tratamiento térmico carburizado y

endurecido



y Factor deVida SuperficialNuestro objetivo es que tenga un tiempo de vida de 10 años

/ 24 horas al dí a



Factor de Temperatura

y No tenemos una temperatura mayor a los 250ªF, por lo queconsideramos un

Con todos estos valores obtenemos

la resistencia a la flexión

Factor de Confiabilidad

Necesitamos que nuestro sistema trabaje con

una confiabilidad del 99 %

Obtenemos este valor de la tabla 11-19

por lo que nuestro factor es



RESISTENCIAS A LA FATIGA SUPERFICIAL

De la tabla 11-20 obtenemos la

AGMA GRADO 1Designación Cromo al 2.5%, contratamiento térmico nitrurizado

Material 90 N

.



Factor Cl



FACTORES DE SEGURIDAD



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