diseño de caja reductora para jalar un carrito de minero

Universidad Mayor, Real y Pontificia De San Francisco Xavier De Chuquisaca Facultad de Tecnología

CARRERA: Ing. Mecánica TITULO: Diseño y cálculo del sistema de transporte del carro para minerales MATERIA: MEC 263 Elementos de máquinas II DOCENTE: Ing. José Pemintel ESTUDIANTE: Balderrama Cáceres Herbert Miguel FECHA: 26/05/17

SUCRE-BOLIVIA 2017

CÁLCULO Y DISEÑO DE UNA CAJA REDUCTORA DE VELOCIDAD

Lineamientos de diseño: Datos iniciales de trabajo (Obtenidos del docente):

N° 33

Angulo de la pendiente 21 grados

Peso del Mineral 10 Toneladas

Distancia de la pendiente 200 metros

1.- Selección del Carro El carro se ha seleccionado en función al peso del mineral del catálogo SITON: Carga: 10 Toneladas Velocidad de desplazamiento: 0.5 Peso del carro: 3.85 Toneladas

⁄

Diámetro de la rueda: 350 mm

2.- Determinación de la Fuerza para mover el carro

  w

Q= 10 ton + 3.85 ton Q=13.85 ton

=0.5 ⁄ =0. 1 8

= =21°  = 161622   = 171755   =  =0.0109  = =   2 +  = = 1193  ∑ =∗ =∗++  = 6171  W

Qxg

α

Tiempo de acel. del motor: 46 seg

Ecuación de rozamiento:

Sumatoria de fuerzas en el eje X

F



3.- Selección del cable y del tambor El cable se ha seleccionado del catálogo CIMAF: El factor de seguridad del cable en tracción horizontal es:

=5

=  = 6.17  =∗=30. 8 5 ∅ = 22   = 34 ∗  = 747488 

La carga de tensión en el cable es:

La carga mínima de ruptura será: Por lo tanto, el cable será:

Cable de acero clase 6x19 - alma de fibra

El dimensionamiento del tambor está en función al diámetro del cable

4.- Selección del motor (Maquina impulsora):

El motor se ha seleccionado del catálogo de motores eléctricos WEG-W22 según la potencia en Hp requerida:

 =  ∗  = 30238  = 30.24  ≅ 40 

El proyecto se encuentra en la ciudad de Potosí a una altitud media: 2810 m.s.n.m. y una temperatura media de 15 ° C. El factor de corrección corresponde a 0.94, el cual se ve acompañado del factor de rendimiento de 0.914 y el factor de potencia de 0.83 sacados de la tabla de un motor de 40 HP de 8 polos preli minarmente. Por lo tanto, se obtiene:

   = 0.94∗0.916∗0.83 = 5555..97 

Motor elegido: W22 – IE1 eficiencia estándar – 50 Hz Numero de polos: 8 Potencia máxima: 60 Hp Velocidad de rotación del eje: 740 rpm Carcasa: 280S/M Las dimensiones del motor son las que se muestran a continuación con ayuda de la siguiente tabla:

Cálculo del Valor del tren: El valor del tren se define como la relación de velocidades entre la entrada y salida de un sistema de engranes de dos o más etapas.

En nuestro caso este valor corresponde a:

= 12.7408 =57.8 =3.905∗3.037∗2.458∗1.975≅57.57

Para el cual, se determinó cuatro etapas:

Es decir que:

 =3.905

 =3.037

 =2.458

 =1.99

Estos valores fueron tomados a criterio y estarán sujetos a modificaciones durante el proceso iterativo de diseño hasta llegar a resultados satisfactorios.

Calculo de los engranjes Diseño de los 4 pares de engranes (Tren de 4 etapas de reducción): Para llevar a cabo el diseño de estos elementos se lo ha efectuado de forma manual el primer par de engranes, posteriormente se ha empleando el uso del software de diseño Mdesign para poder llegar a resultados satisfactorios de manera más eficiente.

Primer par de engranes Datos iniciales:

=3.905

=5 /  ψ =25° Ø =20° np= 740 rpm Np= 21  =189.51 rpm Ng=Np∗VR≈82 ng= =∗cos= 4.532  =1.486 =2∗≈3  Ø =− taØ  = ∗ta  =21.88°   = ∗∗ =897. 7 9 /  =33000∗    =2204.5  =  =18.09  =  = 4.63  Potencia del motor = 60 HP

Diseñando el par de engranes:

=1.25 :   ℎ :     =2300 / =7    =0.85  90% =   =1.19  =1 =4.53  =1.05 =1+  + =1.238 =0.216 =0.4259∗1.05=0.4472 =0.52∗0.945=0.4914 Si

Para el piñón:

=  ∗∗∗∗ ∗∗ =81.98  Ncp=60∗L∗n∗q=1. 1 x10   ∗ =14.36  =  ∗∗∗∗∗ ∗ =86.54  ≈180   1 Para el engrane:

 ∗ =13.08  =  ∗∗∗∗∗ ∗ =  ∗∗∗∗ ∗∗ =79.45  Ncg=60∗L∗n∗q=2. 8 x10  =86.54  ≈180   1

A continuación, se muestran las planillas de cálculo:

Segundo par de engranes Input data: Normal pressure angle

Ø=



Helix angle

20°

=

25

Pdn =

5

teeth/in

Face width

F=

3.3

in

Transmitted power

P=

60

hp

Rotational speed of pinion

np =

189.5006

rpm

Number of pinion teeth

Np =

27

Desired output speed

ng =

62.3973

rpm

Design life

L=

25000

h

Number of load applications per revolution

q=

1

Normal diametral pitch

Rim thickness of pinion and gear

tr

10

10

Bending geometry factor of pinion and gear

J=

0.467325

0.4966

Pitting geometry factor

I=

Gear application

in

0.206

Commercial enclosed gear units

Elastic coefficient

Cp =

2300

Overload factor

Ko =

1.25

Factor of safety

SF =

1

Hardness ratio factor

Ch =

1

Reliability factor

Kr =

0.85

Results

Diametral pitch

Pd

=4.532

teeth/in

Transverse pressure angle

Øt

=21.880

Actual output speed

ng

=62.397

Actual number of gear teeth

Ng

=82

Gear ratio

mg

=3.037

Qualty number

Qv

=7.000

°

rpm

Geometry parameters

Pinion

Gear

Pitch diameter

D

=5.958

18.095

Outside diameter

Do

=6.400

18.537

Root diameters

Dr

=5.407

17.544

Base circle diameter

Db

=5.529

16.792

Addendum

a

=0.221

in

Dedendum

b

=0.276

in

Clearance

c

=0.050

in

Circular pitch

p

=0.693

in

Normal circular pitch

Pn

=0.628

in

Axial pitch

Px

=1.487

in

Whole depth

ht

=0.497

in

Working depth

hk

=0.441

in

Tooth thickness

t

=0.314

in

Center distance

C

=12.027

in

Fillet radius in basic rack

rf

=0.066

in

vt

=295.595

ft/min

Force and speed factors

Pitch line speed

Tangential force

Wt

=6695.656

lbf

Normal force

Wn

=7861.974

lbf

Radial force

Wr

=2688.954

lbf

Axial force

Wx

=3122.236

lbf

Size factor

Ks

=1.050

Load distribution factor

Km

=1.237

Dynamic factor

Kv

=1.187

Face width/Axial pitch

F/Px

=2.220

Pinion

Gear

Rim thickness factor

Kb

=1.000

1.000

Number of load cycle

Nc

=2.8e+008

9.4e+007

Bending stress cycle factor

Yn

=0.959

0.978

Pitting stress cycle factor

Zn

=0.926

0.950

Expected bending stress

St

=37923.352

35687.738

Expected contact stress

Sc

=1.298e+005

1.298e+005

Allowable bending stress number

Sat

=33620.635

31019.200

Allowable contact stress number

Sac

=1.192e+005

1.162e+005

Pinion

Gear

Grade 1

279.766

243.223

Grade 2

270.429

234.608

For instance use through-hardened steel with hardness, HB

Tercer par de engranes Input data:

Normal pressure angle

Ø=

20°

=

25

°

Pdn =

3

teeth/in

Face width

F=

5

in

Transmitted power

P=

60

hp

Rotational speed of pinion

np =

62.3973

rpm

Number of pinion teeth

Np =

24

Desired output speed

ng =

25.3819

rpm

Design life

L=

25000

h

Number of load applications per revolution

q=

1



Helix angle Normal diametral pitch


tr =

10

10

Bending geometry factor of pinion and gear

J=

0.4419

0.4845

Pitting geometry factor

I=

Gear application

in

0.216

Commercial enclosed gear units

Elastic coefficient

Cp =

2300

Overload factor

Ko =

1.25

Factor of safety

SF =

1

Hardness ratio factor

Ch =

1

Reliability factor

Kr =

0.85

Results

Diametral pitch

Pd

=2.719

teeth/in

Transverse pressure angle

Øt

=21.880

°

Actual output speed

ng

=25.382

Actual number of gear teeth

Ng

=59

Gear ratio

mg

=2.458

Qualty number

Qv

=7.000

rpm

Geometry parameters

Pinion

Gear

Pitch diameter

D

=8.827

21.700

Outside diameter

Do

=9.563

22.435

Root diameters

Dr

=7.908

20.780

Base circle diameter

Db

=8.191

20.137

Addendum

a

=0.368

in

Dedendum

b

=0.460

in

Clearance

c

=0.083

in

Circular pitch

p

=1.155

in

Normal circular pitch

Pn

=1.047

in

Axial pitch

Px

=2.478

in

Whole depth

ht

=0.828

in

Working depth

hk

=0.736

in

Tooth thickness

t

=0.524

in

Center distance

C

=15.263

in

Fillet radius in basic rack

rf

=0.110

in

Pitch line speed

vt

=144.195

ft/min

Tangential force

Wt

=13725.928

lbf

Normal force

Wn

=16116.851

lbf


Radial force

Wr

=5512.288

lbf

Axial force

Wx

=6400.505

lbf

Size factor

Ks

=1.250

Load distribution factor

Km

=1.285

Dynamic factor

Kv

=1.132

Face width/Axial pitch

F/Px

=2.018

Pinion

Gear

Rim thickness factor

Kb

=1.000

1.000

Number of load cycle

Nc

=9.4e+007

3.8e+007

Bending stress cycle factor

Yn

=0.978

0.994

Pitting stress cycle factor

Zn

=0.950

0.970

Expected bending stress

St

=38384.320

35009.352

Expected contact stress

Sc

=1.316e+005

1.316e+005


Sat

=33363.033

29946.242


Sac

=1.177e+005

1.153e+005

Pinion

Gear

Grade 1

275.246

239.052

Grade 2

267.759

232.145

For instance use through-hardened steel with hardness, HB

Cuarto par de engranes Input data: Normal pressure angle Helix angle Normal diametral pitch Face width Transmitted power Rotational speed of pinion Number of pinion teeth



Ø= = Pdn = F= P= np = Np =

Desired output speed Design life Number of load applications per revolution

20° 25 2.5 6 60 25.3819 27

° teeth/in in hp rpm

ng = 12.691 L = 25000 q= 1


tr = 10

Bending geometry factor of pinion and gear Pitting geometry factor

J = 0.4472

rpm h

4 in 0.4909

I = 0.216

Gear application Elastic coefficient Overload factor Factor of safety Hardness ratio factor Reliability factor

Cp = Ko = SF = Ch = Kr =

Commercial enclosed gear units 2300 1.25 1 1 0.85

Results Diametral pitch Transverse pressure angle

Pd Øt

= =

2.266 21.880

teeth/in °

Actual output speed Actual number of gear teeth Gear ratio Qualty number

ng Ng mg Qv

= = = =

12.691 54 2.000 7.000

rpm

Geometry parameters

Pitch diameter Outside diameter Root diameters Base circle diameter

D Do Dr Db

= = = =

Pinion 11.916 12.799 10.813 11.058

Addendum Dedendum

a b

= =

0.441 0.552

Gear 23.833 24.716 22.730 22.116 in in

Clearance

c

=

0.100

in

Circular pitch Normal circular pitch Axial pitch Whole depth Working depth Tooth thickness Center distance Fillet radius in basic rack

p Pn Px ht hk t C rf

= = = = = = = =

1.387 1.257 2.973 0.993 0.883 0.628 17.875 0.132

in in in in in in in in

Pitch line speed

vt

=

79.185

ft/min

Tangential force Normal force Radial force Axial force

Wt Wn Wr Wx

= = = =

24994.798 29348.648 10037.829 11655.265

Size factor Load distribution factor Dynamic factor Face width/Axial pitch

Ks Km Kv F/Px

= = = =

1.250 1.306 1.098 2.018

Rim thickness factor Number of load cycle

Kb Nc

Pinion = 1.000 = 3.8e+007

Bending stress cycle factor Pitting stress cycle factor

Yn Zn

= 0.994 = 0.970

1.006 0.985

Expected bending stress Expected contact stress

St Sc

= 47294.621 = 1.385e+005

43084.446 1.385e+005


Sat

=


lbf lbf lbf lbf

Gear 1.000 1.9e+007

40454.795 36401.597


Sac

=

1.214e+005 1.195e+005

Grade 1 Grade 2

Pinion 357.759 305.325

Gear 249.588 244.086

Selección del material para los engranes: De acuerdo a los cálculos obtenidos, debemos elegir mate riales que obviamente puedan resistir las cargas previstas, en el caso de engranes son posibles dos modos de falla: por esfuerzo flexionante en los dientes y por esfuerzo de contacto o picadura, la segunda es más decisiva ya que es más probable de darse esta falla, sobre todo en los piñones que tienen mayor número de revoluciones y por tanto de contactos. En nuestro medio podremos acceder a durezas que no superen los 300 HB, a excepción del último par de engranes. Los aceros para engranes pueden ser los siguientes:

La norma AGMA nos brinda las siguientes figuras para poder determinar los números de esfuerzos flexionante y por picadura admisibles para aceros totalmente templados.

Materiales seleccionados para los engranes: Primer par de engranes

Su

Sy

%

HB

Piñón: AISI 3140 Recocido Engrane: AISI 3140 Recocido

95ksi 95ksi

67ksi 67ksi

25 25

187 187

Su

Sy

%

HB

120ksi 87ksi

23 19

280 262

Segundo par de engranes

Piñón: AISI 4340 OQT 1300 140ksi Engrane: AISI 1040 OQT 400 113ksi Tercer par de engranes

Su

Sy

%

HB

Piñón: AISI 4340 OQT 1300 Engrane: AISI 1040 OQT 400

140ksi 113ksi

120ksi 87ksi

23 19

280 262

Cuarto par de engranes

Su

Sy

%

HB

Piñón: AISI 6150 OQT 1000 Engrane: AISI 1040 OQT 400

183ksi 113ksi

173ksi 87ksi

12 19

375 262

En ambos casos, el piñón posee mayores propiedades mecánicas que el engrane, según los cálculos lo demandan.

Calculo de Brazos para los engranes: Dado que el diámetro es relativamente grande en los últimos pares de engranajes se ha optado por diseñar brazos o almas de 4 brazos para tener un diseño más eficiente aminorando costos y peso en el engrane.

= ∗ =  = ∗

M: Momento flector F: Fuerza tangencial S: Resistencia a la fatiga

N: Numero de brazos L: Distancia del cubo al Dg

Calculando para el engranaje del tercer tren:

 = ∗ =17157.41 ∗  =  =0.1972  ℎ =  ∗ =1.589  = ℎ =1.589∗2=3.17  ℎ´=  =1.589   = ∗ =32586.97 ∗  =  =0.375  ℎ =  ∗ =1.968  = ℎ =1.968∗2=3.94  ℎ´=  =1.968  2

Calculando para el engranaje del cuarto tren:

2

Cálculo y diseño de los ejes: Para el cálculo de ejes se procedió a hacer los cálculos de forma manual para el segundo eje, posteriormente se ha usado Inventor para cal cular los ejes restantes, donde se puede apreciar sus distintas graficas de los diagramas de fuerza cortante y momento de flexión, en cuanto al cálculo de los diámetros mínimos requeridos en los ejes se ha usado tablas de Excel para facilitar el computo.

Eje 2 Datos iniciales:

=60  n =189.5 rpm T =19947.23 lb∗in =22.3  =5.96  Dg=18.09 in  =6695.66   =2204.53   =2688.95   =885.33   =3122. 2 4    =1027.99  M = 2 ∗ =9304.27  ∗ M = 2 ∗ =9298.2  ∗ Para el punto A:

Para el punto B:

Cargando el eje:

1

Fuerza cortante resultante plano YZ y XZ

Momento flector resultante plano YZ y XZ

A

B

2

 =√ 7243.3 +3511.59 =35855   =√ 132 +2243 =2247   =√ 4750 +17000 =17651   =√ 2820 +6656 =2247  Factor de diseño 2.5 N=

MATERIAL: AISI 4340 OQT 1300 Su(psi)= 140000 Sy(psi)= 120000 Duct.(%) = 21 Determinación del límite real de resistencia a la fatiga: Maquinado Condición superficial del eje: 50000 resistencia a la fatiga Sn(psi)= por tamaño (Cs)= 0,9 Factores de corrección: confiabilidad (Cr)= 0,81 36.45 resistencia real a la fatiga Sn´(psi)= 3 para engranes 2.5 para rodamientos



Diámetros mínimos para las secciones críticas:

      = ( ) +  ∗ =4.22   ∗  ∗      =  ( ´ ) +  ∗ =3.34   ∗ ∗   ´

 = .∗´∗∗ =1.06   = .∗´∗∗ =1.87 

Diámetros finales para las secciones críticas:

 = 1.77 

 = 4.22   = 3.34   = 2.16 

Eje 1 

Esquema y diagramas:

1

Fuerza de corte en el plano YZ

Fuerza de corte en el plano XZ

Momento flector en el plano YZ

A

2

Momento flector en el plano XZ

Diámetro ideal

Factor de diseño 2.5 N=

MATERIAL: AISI 4340 OQT 1300 Su(psi)= 140000 Sy(psi)= 120000 Duct.(%) = 21 Determinación del límite real de resistencia a la fatiga: Maquinado Condición superficial del eje: 50000 resistencia a la fatiga Sn(psi)= por tamaño (Cs)= 0,9 Factores de corrección: confiabilidad 0,81 (Cr)= 36.45 resistencia real a la fatiga Sn´(psi)= 3 para engranes 2.5 para rodamientos



Diámetros definitivos en puntos críticos después del cálculo respectivo:

 = 2.165 

 = 2.3 

 = 2.165 

Eje 3 

Esquema y diagramas:

1

Fuerza cortante en el plano YZ:

Fuerza cortante en el plano XZ


A

B

2


Diámetro ideal


MATERIAL: AISI 4130 WQT 1000 Su(psi)= 143000 Sy(psi)= 132000 Duct.(%) = 16 Determinación del límite real de resistencia a la fatiga: Maquinado Condición superficial del eje: 50000 resistencia a la fatiga Sn(psi)= por tamaño (Cs)= 0,75 Factores de corrección: confiabilidad 0,81 (Cr)= 30375 resistencia real a la fatiga Sn´(psi)= 3 para engranes 2.5 para rodamientos




 = 2.56 

 = 5.60   = 5.20   = 2.56 

Eje 4: 

Esquema y diagramas

A 1

Fuerza cortante en el plano YZ



B

2


Diámetro ideal






 = 5.11 

 = 6.50   = 6.50   = 5.11 

Eje 5: 

Esquema y diagramas

1

A

Fuerza cortante en el plano YZ



2


. Diámetro ideal






 = 7.087 

 = 7.30 

 = 7.087 

Selección de Rodamientos Para la selección de rodamientos se procedió a hacer los cálculos de forma manual para los rodamientos del segundo eje, posteriormente se ha usado el programa online de SKF para calcular los rodamientos restantes, donde se puede apreciar el tiempo de vida y las distintas dimensiones de cada uno.

 1 0  = 60∗ ∗

L10= Tiempo del Rodamiento en horas.

N= Número de horas que se espera que funcione el Rodamiento. n= Velocidad angular a la que gira el Rodamiento en [rpm]. L= Tiempo de vida del rodamiento en millones de revoluciones

 = () ∗

F r= Capacidad de Carga Dinámica.

k= Constante de Cálculo; k=3 (Para Bolas); k= 10/3 (Para Rodillos cónicos). P= Carga dinámica Equivalente.

Segundo par de rodamientos para el segundo eje Datos iniciales:

 =10   =30.84   =9.32  =189.5   =3040   =5060  =  =  ∗∗ =284.25   .  = =5.45  ≤ =     = =10  = ∗ =54.5   = =30.84  = ∗ =168.1   =35  =0. 3 7  =1.6  =0.9  =55   =0.4    =1. 5  =0. 8       =6. 2 5 =20. 5 6 0. 5 ∗      <=  = .∗ =9.64   = +=18.96  Parámetros iniciales:

Asumiendo: Entonces:

Para A: 30207 J2/Q

Para B: T2ED 055/QCLN

Por lo tanto:

 =0.964≤=   =0. 6 25≤=   Recalculando para el lado A:

 > =0. 4  + ∗ =19.43    >= ´=∗ =105.89   =45 

Entonces:

Este valor dinámico asegura que

Rodamiento final seleccionado para A: 31309 J2/QCL7C Figura:

Para A Para B

Para A Para B

Primer par de rodamientos para primer eje Rodamiento seleccionado: Rodillos Cónicos 32011 X/Q

Segundo par de rodamientos para tercer eje Rodamiento seleccionado: Rodillos Cónicos 30313 J2/Q

Tercer par de rodamientos para cuarto eje Rodamiento seleccionado: Rodillos Cónicos 30226 J2

Cuarto par de rodamientos para quinto eje Rodamiento seleccionado: Rodillos Cónicos T4DB 180

Selección de Chavetas Para la selección de chavetas se procedió a hacer un cálculo de forma manual y posteriormente se ha usado el programa MDesign para calcular las chavetas restantes.

Chaveta 1 Datos iniciales:

=60  =740   =2.3  =3  ∗ = ∗ =5108. 1   ∗  =   =4441.83  =  = ∗  ≤  = .∗ Entonces:

Material supuesto: AISI 1020 Recocido Sy = 43ksi

y W= 0.625 in

2∗∗  =2.28   = ∗0.5∗ =2.75 

El largo adoptado de acuerdo al ancho del eje será:

Chaveta 2

Input data:

Square and Rectangular Parallel Keys Variant of load input Power Rotational speed Diameter of shaft at keyseat location

Power and Rotational speed P = 60 hp n = 189.5 rpm D = 3.4 in Key material selection

Material designation Condition Yield Strength

= 1117 = Hot-rolled Sy = 34

Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 3140 = Annealed Sy = 67

Ksi

Shaft material selection Material designation Condition Yield Strength Hub material selection Material designation Condition Yield Strength Design factor Length of hub

N= 3 =3

Results

in

Resulting Key Characteristics Proposed key type Width of key Height of key Minimum required length of key Proposed key length

Square Key W H Lmin L

= = = =

0.875 0.875 2.366 2.750

in in in in

Y S T

= = =

0.057 2.905 3.785

in in in

= =

0.063 0.078

in in

Dimensions for Keyseats Chordal height Depth of shaft keyseat Depth of hub keyseat Suggested Fillet Radii and Key Chamfers Suggested fillet radius Suggested 45° key chamfer

Chaveta 3 Input data: Square and Rectangular Parallel Keys Variant of load input Power Rotational speed Diameter of shaft at keyseat location




Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi


N= 3 = 3.3

in

Results Resulting Key Characteristics Proposed key type Width of key Height of key Minimum required length of key Proposed key length


= = = =

1.000 1.000 1.295 3.250

in in in in

Y S T

= = =

0.059 3.741 4.746

in in in

= =

0.063 0.078

in in






Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 1040 = OQT 400 Sy = 87

Ksi


N= 3 = 3.3

in



= = = =

1.250 1.250 2.601 3.250

in in in in

Y S T

= = =

0.076 4.499 5.754

in in in

= =

0.125 0.156

in in






Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi


N= 3 =5

in



= = = =

1.500 1.500 2.013 4.750

in in in in

Y S T

= = =

0.102 4.748 6.253

in in in

= =

0.125 0.156

in in






Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 1040 = OQT 400 Sy = 87

Ksi


N= 3 =5

in



= = = =

1.500 1.500 4.263 4.750

in in in in

Y S T

= = =

0.088 5.662 7.167

in in in

= =

0.125 0.156

in in





= 1020 = Cold-drawn Sy = 51

Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 6150 = OQT 1000 Sy = 173

Ksi


N= 3 =5

in



= = = =

1.500 1.500 3.594 4.750

in in in in

Y S T

= = =

0.088 5.662 7.167

in in in

= =

0.125 0.156

in in





= 1020 = Cold-drawn Sy = 51

Ksi

= 4340 = OQT 1300 Sy = 120

Ksi

= 1040 = OQT 400 Sy = 87

Ksi


N= 3 =6

in


Rectangular Key W H Lmin L

= = = =

1.750 1.500 5.486 5.750

in in in in

= = =

0.106 6.444 7.949

in in in

= =

0.125 0.156

in in

Dimensions for Keyseats Chordal height Depth of shaft keyseat Depth of hub keyseat

Y S T

Suggested Fillet Radii and Key Chamfers Suggested fillet radius Suggested 45° key chamfer

Selección de acoplamientos A continuación, seleccionaremos en función de las tablas los acoples flexibles

  =45 

 =740   =740 

De la tabla 2 seleccionamos nuestro siguiente factor fd= 1.25

De la tabla 3 seleccionamos el factor fs = 1

Remplazando en la fórmula:

=∗∗=56. 2 5  = ∗ =7.6   = ∗ =439.45   =7.6   =577.1 ∗

Potencia equivalente por 100 rpm:

Para el primer acople:

Acople entrada

 =439.45 

Determinación de tolerancias

Acople salida

 =33364.2 ∗

Primer Eje: Diámetro nominal

2.3 in

Orificio del engrane: 2.300in + 0.0018 = 2.3018 in

máximo

2.300in + 0.000 = 2.300 in

mínimo

Diámetro del eje:

2.2975 2.2963

2.3018 2.3000

2.300in – 0.0025 = 2.2975 in

maximo

2.300in – 0.0037 = 2.2963 in

minimo

Holgura: 2.3018in – 2.2963in = 0.0055 in

maximo

2.300in – 2.2975in = 0.0025 in

minimo

Segundo Eje: Diámetro nominal 4.22 in Orificio del engrane: 4.2170

4.220in + 0.0022 = 4.2222 in

máximo

4.220in + 0.000 = 4.220 in

mínimo

4.2156

4.2222 4.2200

Diámetro del eje: 4.220in – 0.0030 = 4.2170 in

maximo

4.220in – 0.0044 = 4.2156 in

minimo

Holgura: 4.2222in – 4.2156 in = 0.0066 in

maximo

4.2200in – 4.2170 in = 0.0030in

minimo

Diámetro nominal

3.34 in

Orificio del engrane: 3.340in + 0.0022 = 3.3422in 3.340in + 0.000 = 3.3400in

3.3370 3.3356

máximo mínimo

Diámetro del eje: 3.340in – 0.0030 = 3.3370in

maximo

3.340in – 0.0044 = 3.3356in

minimo

Holgura: 3.3422in – 3.3356 in = 0.0066in

maximo

3.3400in – 3.3370in = 0.0030in

minimo

3.3422 3.3400

Tercer Eje: Diámetro nominal 5.60 in Orificio del engrane: 5.5965

5.600in + 0.0025 = 5.6025 in

máximo

5.600in + 0.000 = 5.600 in

mínimo

5.5949

5.6025 5.6000


maximo

5.600in – 0.0051 = 5.5949 in

minimo

Holgura: 5.6025in – 5.5949 in = 0.0076 in

maximo

5.6000in – 5.5965 in = 0.0035 in

minimo

Diámetro nominal 5.20 in Orificio del engrane: 5.1965

5.200in + 0.0025 = 5.2025 in

máximo

5.200in + 0.000 = 5.200 in

mínimo

5.1949

5.2025 5.2000


maximo

5.200in – 0.0051 = 5.1949 in

minimo

Holgura: 5.2025in – 5.1949 in = 0.0076 in 5.2000in – 5.1965 in = 0.0035 in

maximo minimo

Cuarto Eje: Diámetro nominal 6.50 in Orificio del engrane: 6.4965

6.500in + 0.0025 = 6.5025 in

máximo

6.500in + 0.000 = 6.500 in

mínimo


maximo

6.500in – 0.0051 = 6.4949 in

minimo

Holgura: 6.5025in – 6.4949 in = 0.0076 in 6.5000in – 6.4965 in = 0.0035 in

maximo minimo

6.4949

6.5025 6.5000

diseño de caja reductora para jalar un carrito de minero

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