INTRODUCCIÓN
La minería es una actividad económica del sector primario representada por la explotación o extracción de los minerales que se han acumulado en el suelo y subsuelo en forma de yacimientos. Dependiendo del tipo de mineral a extraer la actividad se divide en minería metálica (cobre, oro, plata, aluminio, plomo, hierro, mercurio, etc.) que son empleados como materias primas básicas para la fabricación de una variedad de productos industriales. Mientras que la minería no metálica o también denominada de cantera y construcción (arcilla, cuarzo, zafiro, esmeralda, granito, mármol, mica, etc.) son usados como materiales de construcción y materia prima de joyería, ornamentación, entre otros usos. Otro tipo de minería, es la extracción de los minerales energéticos o combustibles, empleados principalmente para generar energía, como por ejemplo el petróleo, gas natural y carbón o hulla. Cabe señalar que la minería es una de las actividades más antiguas de la humanidad, ya que se sabe que desde tiempos de la prehistoria el hombre ha usado diversos minerales para la fabricación de herramientas herramientas y armas. Con el pasar de los siglos se convirtió en una importante industria, que ha creado una serie de técnicas, estudios y análisis físicoquímicos con el objetivo de mejorar la exploración y explotación de los yacimientos. Por su parte, las compañías o empresas mineras son las encargadas de llevarla a cabo como industria, cuya competencia depende de la producción de mineral extraído y de la calidad y cantidad del mismo. Para entenderla mejor, la actividad se divide en gran, mediana y pequeña minería, no obstante, en algunos algunos países existe una cuarta categoría, la artesanal.
Historia Restos de la mina de Grime’s Graves en Inglaterra. Actualmente se preserva como preserva como atracción turística.Desde los inicios de la civilización las personas han usado piedras, cerámicas y más tarde metales tomadas de la superficie terrestre para la fabricación de herramientas y armas. Un claro ejemplo de ello es el sílex de alta calidad encontrado en el norte de Francia, Hungría y en el sur de Inglaterra, que fue manipulado para crear las herramientas de sílex. Las primeras minas de dicho mineral se han encontrado en zonas rodeadas de creta, siendo la más famosa la de Grime’s Graves en Inglaterra, en Inglaterra, que data desde el Neolítico. Otra de las rocas explotadas por aquel tiempo fue el esquisto verde, extraída principalmente en el Distrito de los Lagos en el Noroeste de Inglaterra.
Principales factores a tener en cuenta A la hora de diseñar un reductor de velocidad es necesario conocer los llamados datos de entrada. Los datos de entrada son aquellos datos de los cuales partimos hacia el diseño. Estos, tienen su origen en el motor que va a accionar el reductor de velocidad y en los requerimientos que se quieren alcanzar, son la velocidad de entrada al reductor, velocidad de salida del mismo, la relación de transmisión tr ansmisión y la potencia y par a transmitir. Para el buen funcionamiento de cada una de las unidades de reducción, se habrá de tener en cuenta las siguientes recomendaciones:
Las unidades deben montarse sobre bases firmes para eliminar vibraciones y evitar un incorrecto alineamiento en los ejes.
Si la transmisión de la unidad a la máquina es por acople directo entre ejes, es indispensable garantizar una perfecta alineación y centrado. Si la transmisión se hace por cadenas o correas, la tensión dada a estos elementos debe ser recomendada por el fabricante, previa alineación entre l os piñones o poleas.
Las unidades de acoplamiento deben montarse cuidadosamente sobre los ejes para no dañar los rodamientos y lo más cercanas a la carcasa para evitar cargas de flexión sobre los ejes.
Para un correcto mantenimiento del equipo, se habrá de seguir las siguientes recomendaciones:
Los engranajes y los rodamientos han de estar lubricados por inmersión o salpique del aceite alojado en la carcasa, por tanto, se ha de revisar el nivel del aceite antes de poner en marcha el equipo.
En la carcasa se encuentran los tapones de llenado, y drenaje de aceite. El de llenado posee un orificio de ventilación, el cual debe permanecer limpio.
Objetivo del proyecto El carro y el mineral de la figura tiene un peso total de 9,66 kip, que equivale a 300 SLUG (masa), la fricción estimada es de μ = 0,2. La velocidad de régimen de subida es de 10 ft/s = 600 ft/min, la aceleración del motor se estima en 0,8 seg. Los gráficos proporcionan mayor información.
CÁLCULO DE LAS TRANSMISIONES
VELOCIDAD DEL CARRITO: Se llegará a sacar del libro de: Aparatos de elementos de elevación el evación y transporte de Ernest. Página 6 Tabla 1 – 1 – Polipastos Polipastos
¨En los aparatos de elevación, I¨ es pequeña en relación con I, lo que indica que la casi totalidad del par de aceleración se utiliza para vencer la inercia de las mas as sobre el árbol motor. Los elementos situados después del mismo soportan muy pequeños esfuerzos y no es necesario reforzarlos a causa del arranque.¨ (Ernest, pág. 6)
= 0.333 /
CALCULO DE LA FRICCIÓN DEL CARRO MINERO Calculo de resistencia a la traslación: Para carritos completamente cargados, el momento de la resistencia a la traslación (llamado Wr ) (Dubbel, 1977, págs. 655,656)
Donde:
= + ( 2 + )
Q = Carga del carro en (Kg) = 3400 Kg Go = Peso del carro en (Kg) = 9000 Kg
=
Coeficiente de rozamiento = 0.1 acero-acero
d = Diametro del eje de la rueda del carro (cm) = 8,5 cm R= Radio de la rueda del carro (cm) = 17.5 cm f = Brazo de palanca de rozamiento de rodadura = 0.05 cm
= 356.57
Tabla 1 coeficiente de fricción (Reiner, 2001, pág. Z 20)
CALCULO PARA EL CABLE Calculo la tensión del cable
= = = + ∗+ = 4.797 t= tiempo en frio del motor
Calculo de la elección del cable.
Para el cable se llegará a optar el catalogo:
6*25 Filler, nucleo de Fibra (AF), Torcido regular,EIPS (CIMAF, 2009, pág. 83)
E lección del cable 6*25 fi ller. (CIMAF, 2009, pág. 59)
=
CT = 4.8 factor de seguridad CRM= 23 Tn
Tabla 2 Sección de los cables
Calculo del tambor con catálogo. (CIMAF, 2009, pág. 27) Tabla 3 Diámetros de los tambores
= 741 = 494
Velocidad de rotación del tambor.
Donde:
= ∗ 2∗60
nt= velocidad del tambor en (rpm) v= Velocidad del carro en (m/s) r t= Radio de tambor
= 12.887
CALCULO DE LA POTENCIA DEL MOTOR
= ∗ ∗∗∗ Donde:
P= Potencia del motor (KW) v= Velocidad del carro en (m/s) T= Tención de la cuerda (KN)
= Rendimiento a la transmisión = 0.95 = Rendimiento a la altura del motor= 0.90 = Rendimiento al motor = 0.912 = Rendimiento al factor de potencia del motor = 0.83
Para los rendimientos del motor se sacará del catálogo de motores WEG
Tabla 4 Rendimiento a la altitud del motor (WEG, 2013, pág. 20)
Tabla 5 Rendimiento del motor (WEG, 2013, pág. 46)
POTENCIA 30 KW
40 HP
Carcasa
RPM
225 S/M
980
Datos para la caja reductora Potencia de entrada= 40 HP Revoluciones de entrada= 980 rpm Revoluciones de salida= 12.887 rpm Relación de velocidades= 76.0456
Para el cálculo de engranajes se realizará con el libro de elementos de máquinas de Robert L. Mott y el programa MDesing
CALCULO PARA EL SEGUNDO PAR DE ENGRANAJES Numero de dientes del piñón=
=
= 28
Potencia de entrada al motor= P = 40 HP Paso diametral =
=6
Angulo de la hélice=
=
25˚
Angulo de presión normal=
20˚
Velocidad de entrada=
= 205.8 rpm
Velocidad de salida=
=72.98 rpm
Paso diametral
= ∗ = ∗ Paso axial
= 5.438 = 1.239
Angulo de presión tangencial
= − =
Diámetro de paso del piñón
Relación de velocidades
= /
Numero de dientes del engrane
= ∗
Nueva relación de velocidades
= /
Velocidad de rpm salida
= /
= 21.88° = 5.149 = 2.82 = 79 = 2.8142 = 72.94
Ancho de cara
2∗ < < 3∗ = 3∗ Velocidad tangencial
= ∗ ∗ /12
= 3.75 = 277.43 /
Calculo de los factores Factor de sobrecarga, Ko Tabla 6 Factor de sobrecarga sugeridos (Mott, 2006, pág. 389)
Uniforme: Motores eléctricos
Choque moderado: Transportadores de trabajo pesado
Factor de tamaño, Ks Tabla 7 ¨Factores de tamaño sugeridos¨ (Mott, 2006, pág. 389)
Factor de distribución de carga, Km
Donde:
= 1+ +
C pf = Factor de properocion del piñon (vea al figura 9-18) Cma= Factor por alineamiento de engranado (vea la figura 9-19)
= 1+ =0.1.08+26 0.18
Factor dinámico, Kv
F actor de calidad
Q= 8
= 1.14
¨Factor de geometría (J) para un ángulo de presión normal de 20°¨ (Mott, 2006, pág. 457)
= 0.461 = 0.515 ¨Factores de geometría para resistencia I a la picadura, para engranes helicoidales con ángulo de presión normal 20° y addendum estándar¨. (Mott, 2006, pág. 459)
= 0.203 = ∗∗ ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ = 32.52 = 255 = ∗∗ ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ = 29.11 = 211 Esfuerzo a la flexionante
Esfuerzo al contacto para el piñon
= ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ = 118 = 276 Calculo de los esfuerzos admisibles Calculo de numero de ciclos de carga esperado
= 60∗ ∗∗ = 30.87 ∗10 = 10.94∗10
Factor por ciclos de esfuerzo para el engrane, Yn
= 0.975
Factor de resistencia a la picadura por número de ciclos de esfuerzo,
= 0.924
E sfuerzo admisible a la tensión para el engr anaje
> ∗
= 29.85
E sfuerzo admisible al contacto para el piñón
> ∗∗
> 127.67
306.14 HB
Figura 1 ¨Numero de esfuerzo flexionante admisible¨ (Mott, 2006, pág. 379)
Figura 2 ¨Numero de contacto admisible para engranajes¨ (Mott, 2006, pág. 380)
Elección de los materiales para el segundo par de engranajes
Materi ales para los engranajes
Primer par de engranes
Su
Piñón: AISI 3140 OQT 1000 Engrane: AISI 1020 HR
Sy
%
HB
152ksi 133ksi
17
311
113ksi 87ksi
19
262
CALCULOS DE EJES Ee1 ENGRANE 1
PRIÑON 2 Ee2
Ee3
Ee4
Segundo eje Calculo de las fuerzas que actúan sobre el engranaje Torque
= 63000∗
= 12244.9
Fuerza tangencial para el engrane 1
= 33000∗ = 33000∗ = ∗ tan
= 1776.33
Fuerza tangencial para el piñón 2
Fuerza axial para el engrane 1
= 4758.04 = 828.32
Fuerza tangencial para el piñón 2
= ∗ = 2218.71 = ∗ tan = 713.37
Fuerza radial para el engrane 1
Fuerza radial para el piñon 2
= ∗ = 1910.82 = ∗ 2 = 5712.2
Momento para el engrane 1
Momento para el piñón 2
= ∗ 2
Cargado de fuerzas al MDSolid 3.5
= 5712.2
Diagramas para el segundo eje Plano ZX
C
A
V= 185 lb
D
C
M= 0 lb in
B
V= 527.97 lb M= 4787 lb in
V= 1383 lb M= 13139 lb in
D
V= 1383 lb M= 0 lb in
Plano XY
C
A
V= 3638 lb
D
C
M= 0 lb in
B
V= 3638 lb
V= 2895.4 lb M= 27506 lb in
D
M= 18193 lb in
V= 2895.4 lb M= 0 lb in
Componiendo las fuerzas en de los planos tendremos
A
B
= √ 185 +3638 = 3643 = √ 0 + 0 = 0 == √√ 5 428787 + +363818193 =3676 = 18812.24
C
D
= √ 1383 + 2895.4 = 3208 = √ 27506 + 13139 = 30483 = 3676 == √√ 2 0895. + 40 += 1383 0
Tabla 8 ¨Usos de algunos aceros ¨(Mott, 2006, pág. 49)
Para el segundo eje
Su
Sy
%
AISI 4140 OQT 400
290 ksi
251 ksi
11
Determinación del límite real de resistencia a la fatiga: Condición superficial del eje:
Maquinado
Resistencia a la fatiga Sn(psi)=
73000
Factores de corrección:
Por
tamaño 0,85
(Cs)= Confiabilidad (Cr)=
Resistencia real a la fatiga Sn´(psi)=
50260,5
Resistencia real a la fatiga Sn´(ksi)=
50,2605
Factor de diseño
2.5
0,81
Calculo de los diámetros del eje Se llegará a tomar los factores de kt para dados en el libro para que llegue a realizar de manera directa según lo indicado fig 12-7 y 12 – 8
= 2 = 1.6 =1.5 ℎ =1.5 Fig 3 a)Cuñeros b) Chaflanes en ejes (Mott, 2006, pág. 542)
Calculo de los diámetros Para el lado A lado donde el rodamiento
= 2,94, = 1.15
= 2.5
Para el lado A lado donde el de cambio de sección
= 2,94, = 1.15
= 2.5
Para el lado C en donde ira el engranaje actúa momento y torque
/ = [32 × , + 34 ] = 2.69
Para el lado C en cambio de sección actúa momento y torque
/ = [32 × , + 34 ] = 3.07
Para el lado D en cambio de sección actúa momento y torque
/ = [32 × , + 34 ] = 3.59
Para el lado D en donde ira el piñón actúa momento y torque
/ = [32 × , + 34 ] = 3.15 Para el lado D lado donde el rodamiento
= 2,94, = 1.08
= 2.5
Para el lado D lado donde el de cambio de sección
= 2,94, = 1.00
= 2.5
= 2
= 2∗1.5 = 1.5 ∗2 = 2
Calculo de los diámetros recomendados para ejes según del apéndice 2 ¨Tabla 9 Tamaños preferidos¨ (Mott, 2006, pág. Apendice 2)
Diámetros recomendados Parte acoplada No Diámetro mínimo(in)
Rodamiento
Diámetro especificado(in)
D1 0,730
1,5
C. Rodamiento D2 1,154
1,2
Engranaje
D3 2,688
2 3/4¨ 2,75
A. Engrane
D4 3,066
3,2
A. Engrane
D5 3,595
3,6
Engranaje
D6 3,145
3,2
C. Rodamiento D7 1,083
1,2
Rodamiento
1,5
D7 1,083
CALCULO DE LAS TOLERANCIAS PARA EL EJE 2 Calculo de Holgura para el Engranaje 1 Holgura RC5 Tabla 10 ¨Ajuste de holgura (RC)¨ (Mott, 2006, pág. 582)
Calculo de holgur a para engrane 1 Calculo de holgura para el eje engrane 1 dmax=2.75 – 2.5*10-3= 2.7475 in dmin=2.75 – 3.7*10-3= 2.7463 in Calculo de holgura para el orificio engrane 1 dmax=2.75 + 1.8*10 -3= 2.7518 in dmin=2.75 + 0*10 -3= 2.75 in Calculo de la holgura hmax= dmax horificio – dmin eje = 0.0055 hmin= dmin horificio – dmax eje = 0.0025
Calculo de holgur a para piñón 2 Calculo de holgura para el eje piñón 2 dmax=3.2 – 3*10-3= 3.197 in
dmin=3.2 – 4.4*10 -3= 3.1956in Calculo de holgura para el orificio piñón 2 dmax=3.2 + 1.8*10 -3= 3.2022 in dmin=3.2 + 0*10 -3=3.2 in Calculo de la holgura hmax= dmax horificio – dmin eje = 0.0066 hmin= dmin horificio – dmax eje = 0.003 Tabla 11 ajuste de interferencia (RC) (Mott, 2006, pág. 586)
Calculo de interferencia cojinete 2.A Calculo de interferencia para el eje cojinete 1 dmax=1.5 +3.1*10 -3= 1.5031 in dmin=1.5+2.5*10-3= 1.5025 in Calculo de interferencia para el orificio cojinete 1 dmax=1.5 + 1*10 -3= 1.501 in dmin=1.5 + 0*10 -3= 1.5 in Calculo de la holgura hmax= dmax horificio – dmin eje = -0.0015 hmin= dmin horificio – dmax eje = -0.0031
Calculo de interferencia cojinete 2.B Calculo de interferencia para el cojinete 2 dmax=1.5 + 3.1*10 -3= 1.5031 in dmin=1.5 +2.5*10 -3= 1.5025 in Calculo de interferencia para el cojinete 2 dmax=1.5 + 1*10 -3= 1.501 in dmin=1.5 + 0*10 -3= 1.5 in Calculo de la holgura hmax= dmax horificio – dmin eje = -0.0015 hmin= dmin horificio – dmax eje = -0.031
CALCULO DE LAS CHAVETAS Calculo de las chavetas del engranaje 1
Materiales engrane 1
Su
Sy
%
Engranaje: AISI 3140 OQT 1000 152
133
17
Eje: AISI 4140 OQT 400
290 ksi
251 ksi
11
Chavetero: AISI 1050 HR
90
49
15
Diámetro del eje del engranaje 1= 2.75 in Elección de la sección de la chaveta y tamaño de la cuña
Tabla 12 ¨Tamaño de la cuña del diámetro del eje¨ (Mott, 2006, pág. 495)
Sección cuadrada Ancho W= 5/8 Altura H= 5/8 Calculo de la longitud necesaria para la cuña ¨falla por cortante¨
4∗12.75∗0.245∗3625 = 1.7447 = 4 = 49∗2. = 3
Calculo de las chavetas del piñón 2
Materiales engrane 1
Su
Engranaje: AISI 3140 OQT 152
Sy
%
133
17
251 ksi
11
49
15
1000 Eje: AISI 4140 OQT 400
290 ksi
Chavetero: AISI 1050 HR
90
Diámetro del eje del engranaje 1= 3.2 in Sección cuadrada Ancho W= 3/4 Altura H= 3/4 Calculo de la longitud necesaria para la cuña falla por cortante¨
4∗12.22∗0.45∗375 = 1.2495 = 4 = 49∗3.
CALCULO DE LOS RODAMIENTOS CONICOS Calculo de los rodamientos cónicos eje 2
= 3643 = 16,2 = 3208 = 14,27 = 1390,39 = 6,1848 = 205,8 = 0,75 = 19,05mm = 0,7 = 17,78mm
= 5
Calculamos
= 25000ℎ = 1060∗ ∗ = ∗1060∗ 8 = 25000∗60∗205, 10 = 308,7 = / = 308,7/ = 5,58 Cara con cara Suponemos la primera ecuación Lado A
= ≤
= = 16,2 = 5,58∗ = 90,396
Lado B
= = 14,27 = 5,58∗ = 79,6266
Elección del rodamiento para hacer la comprobación
¨Tabla 13 Rodamientos de una hilera de rodillos cónicos en pulgadas (SKF, 2006, pág. 646)¨
418/414./ ∅ = 1,5 = 0,26 = = = 101 = 12,6,32 = 7,0435 2,3
1,3
801346/3101 ∅ == 0,1,5 = 1,1 = = 85,8 = 14,1,127 = 12,9727 54
0,6
Fig. 4 Carga de disposiciones de rodamientos que comprenden los rodamientos de una hielera de rodillos cónicos (SKF, 2006, pág. 613)
= 0,5∗12,97277,0435 = 2,9646 = 0,5∗ = 0,52,∗16,3 2 = 3,5217 = 316,,52172 = 0,2174 < = 36120 ℎ
= + = 3,5217+2,9646 = 6,4863 = 614,,486327 = 0,4345 < = 32009 ℎ
Calculo de los rodamientos cónicos
= 4022 = 17.8908 = 10614 = 47.2135 = 2275.6 = 10.1224 = 72.94 = 0,767 = 19,48mm = 1.25 = 31.75mm = 25000ℎ = 1060∗ ∗ = ∗1060∗ 9 4 = 25000∗60∗72. 10 = 109.41 = / = 109.41/ = 4.09 Calculamos rodamientos cónicos para 3 eje
Cara con cara Suponemos la primera ecuación
= 0.4 ∗ + ∗ = 0.4∗17.89+1.8∗15.7 = 35 = 4.09∗ = 145.1 Lado A
.479
≤ = = = 47.2135 = 4.09∗ = 193.1
Lado B
Elección del rodamiento para hacer la comprobación
526/522./ ∅ = 1.625 = 0,28 = = = 151 = 17.2.81908 = 8.52 2,1
1,1
663/653./1 ∅ == 0,3.425 = 1,5 = = 220 = 47.1,25135 = 31.47 0,8
Fig. 4 Carga de disposiciones de rodamientos que comprenden los rodamientos de una hielera de rodillos cónicos (SKF, 2006, pág. 613)
= 0 = + = 15.74+0 = 15.74 = 17. 15.890874 = 0,88 > = 28547 ℎ
= 00,5,5∗∗47. 2135 = 1.5 = 15.74 = 47. 15.213574 = 0,33 < = 36613 ℎ
Calculo del acoplamiento Potencia nominal del transmisor = 30 KW Tabla 14 Clasificacion de la carga adecuada (Renold, 2012, pág. 03)
Clave S = Estable M = Impulsividad media H = Impulsividad alta
Tabla 4 F actor de servicio (Renold, 2012, pág. 04)
= 1.25 En la Tabla 3, seleccionar el factor para la frecuencia de arranques necesaria/h Calculo de tiempo de llegada subida y bajada v= 20 m/min = 0.333m/s v= x/t
x=200 m
t= x/v
Tiempo de subida o baja t= 200/0.3333= 10 min Arranques por hora aproximado Arranques/hora= 10min/60min
Arranques/hora= 6
Tabla 4 Factor de arranques/hora (Renold, 2012, pág. 04)
Por tanto, los kW de selección son:-
= 1.2
Ks = K x fD x fS Ks= 30KW*1.25*1.2 Ks= 45KW
100 = ∗100 100 = 45∗100 980 100 = 4.5918
Fig. 5 Gearflex serie A de engranaje doble tipo DA (Renold, 2012, pág. 09)
Se llegará a escoger el segundo acoplamiento ya que el primero el diámetro del agujero es pequeño para que pueda llegar el diámetro del eje del motor.
Calculo de brazos para el último engranaje Cubos, engranajes metálicos ¨Los cubos de engranajes se dimensionan empíricamente. El agujero del cubo depende del diámetro del eje. La longitud del cubo depende fundamentalmente de la longitud de la chaveta para que el cubo no tenga una longitud excesiva. La longitud del cubo no debe ser en general menor que la anchura de la cara del engranaje. Las longitudes usuales varían aproximadamente desde 1.5D, hasta 2D, es el diámetro interior de agujero. ¨ (Faires, 1998, pág. 513). Para hierra fundido, diámetro del cubo = 2 D Para hierra fundido, diámetro del cubo = 2 *250 mm Para hierra fundido, diámetro del cubo = 500 mm
¨Las longitudes usuales varian aproximadamente desde 1.25 D hasta 2D el diámetro interior del agujero¨ (Faires, 1998, pág. 513) Longitud del cubo= 1.25*D Longitud del cubo= 1.25*250mm Longitud del cubo= 312.5 mm
Brazos y almas centrales
Figura 5 Momento sobre el brazo
Figura 6 Proporciones para los brazos de ruedas dentadas.
Calculo
6 = ∗ = 12000∗19, = 39200 6 = ∗ 24606,2/2 = 0,6152 = = 40000 ∗ℎ = 64 ℎ = ∗64 ℎ = 0,6152∗64 ℎ = 2,3228
ANEXOS
Elección de sistema del sistema de transmisión Tipos De Malacate Eléctrico Industrial ¨Proporcionamos cinco tipos principales de malacates alimentados por la electricidad: modelo JM, JK, JKL, JKD y JMM. Malacate eléctrico industrial es la máquina más útil en la industria moderna. Y la mayoría adopta la impulsión del engranaje. Este dispositivo garantiza el transporte estable. Puede transportar la energía y la fuerza impulsora entre dos ejes. A continuación, se presentan los parámetros de los equipos. Puede elegir su propia máquina basada en su necesidad.¨ (Malacate Electrico Industrial, 27).
Figura 1 Malacate eléctrico JK (Malacate Electrico Industrial, 27)
Figura 2 Malacate eléctrico JM (Malacate Electrico Industrial, 27)
Tabla 1 Datos técnicos del malacate JK10 (Alibaba.com, 2017)
Figura 3 Malacate JK10 (Alibaba.com, 2017)
Lubricación de los engranajes abiertos ¨La duración de los engranajes despende de la buena lubricación de t odas sus piezas. Engranajes que, con buena lubricación, funcionan durante años sin usura notable, se deterioran en el espacio de algunas semanas si la lubricación se hace defectuosa. Los reductores deben ser construidos de manera que esté asegurada la llegada del lubricante a todas las piezas en movimiento y, aun mas, hay que preocuparse de que el lubricante tenga la calidad apropiada. Sobre engranajes abiertos se aplica simplemente la grasa con la mano. La grasa debe ser consistente y adherirse a los dientes para no ser proyectada ¨ (Ernest, pág. 212)
¨La elección del lubricante es un factor importante para la confiabilidad en servicio y la vida de la máquina. Se recomiendan los siguientes lubricantes, según norma DIN 51 509.¨ Velocidades periféricas hasta v=2 m/s se recomiendan lubricantes adhesivos, de alta consistencia para grandes engranajes abiertos. Contienen aditivos mejoradores de adhesión, que brindan cierta propiedad elástica. Aplicar por cepillo o rociado. Velocidades periféricas hasta v=4 m/s se recomienda lubricación con grasa fluida por salpicado para garantizar que el lubricante mantiene el flujo entre los dientes. Velocidades periféricas hasta v=15 m/s se recomienda lubricación con aceite por salpicado. Las ruedas o dientes van lubricando el engranaje con su propio movimiento. Velocidades periféricas sobre v=15 m/s se requiere lubricación por rociado en la mayoría de los casos. El aceite se aplica por medio de bombeo, en la mayoría de los casos poco después del encastre de los dientes. El aceite también puede ser enviado a los dientes bajo presión a través de canales previamente dispuestos. ¨ (Luboks Lubricantes y anticorrosivos, 2017) Velocidad del ultimo engranaje = 0.555 m/s
Dimensiones del tambor ¨Esta norma se aplica a los carretes de la maquina para enrollar alambre de diámetro 315 mm a 2500 mm y reemplaza a la edición previa de 1972 a 1903. En comparación con esta edición, el tamaño de carrete se ha limitado, entre otras cosas, (Comisión Alemana DKE para eléctricos y Tecnologías de la Información) en DIN y VDE¨ Tabla 2 DIN 46395 Especificación (SKYLINE, 2017)
Acoplamiento ¨Renold Gearflex, cuanta con gamas de acoplamientos totalmente metál icos tanto estándar como especiales y personalizados, para ofrecer una máxima capacidad de potencia dentro de una envolvente espacio minimo y excelente capacidad de desalineación……… Capacidades de desalineación: Desplazamiento paralelo, Angular, Axial.¨ (Renold, 2012)
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