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
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Diseño de Forma
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SELECCIÓN DEL TIPO DE BALANCÍN
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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.
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El motor seleccionado es el 365T 1LA03656SE71.
Dimensiones del motor seleccionado
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Dimensiones del motor seleccionado
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Potencia requerida
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y Velocidad de Bombeo: 20 rpm
Bandas y Poleas
V elocidad de la Polea de Mayor diámetro: 574 rpm
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Potencia de Diseñoy La potencia de diseño la obtenemos según el factor de servicio
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Tipo de Banda por la SecciónTransversal
Seleccionamos bandas 5V
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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.
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Selección de laTransmisión
Con la relacion de velocidades para poleas calculamos el diámetro
de la polea para la caja de engranaje
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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 .
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A partir de esta relación de velocidades; de la tabla del cat álogo
de Martin tomamos los siguientes datos
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De las tablas obtenemos los siguientes datos que mediante los
cálculos anteriores verificamos que estamos en lo correctosegún la concordancia de las tablas :
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Selección de polea
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Determinación del Número de Bandas
Requeridas
Para nuestro sistema usaremos 4 bandas
De la tabla de Martin Tenemos
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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
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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
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DISEÑO DE UN PAR DE ENGRANESDE LA CAJA REDUCTORA
Como datos tenemos las velocidades de entrada y salida del par
de engranes
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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
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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
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Factor Dinámico
y De la figura 11-22 con los datos de velocidad y de Qv
obtenemos los valores de
Entonces los valores de
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Valor de F (Ancho de la Cara)
Factor de Distribución de Carga
Obtenemos un valor de
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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
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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
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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
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Esfuerzos a la Fatiga Superficial
y F
actor Geométrico Superficial I
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Tomando en consideración que
Calculamos los esfuerzos
PIÑON
ENGRANE
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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
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y Factor deVida SuperficialNuestro objetivo es que tenga un tiempo de vida de 10 años
/ 24 horas al dí a
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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
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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
.
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Factor Cl
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FACTORES DE SEGURIDAD
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