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PROYECTO
SISTEMA DE REDUCTOR DE VELOCIDADES
ETAPAS DEL PROYECTO
1. Calculo de la Potencia.
2. Elección del Motor según catalogo.
3. Esquema Cinemática.
4. Determinación de Momento en cada uno de los componentes.
5. Cálculos de las transmisiones.
6. Calculo ejes.
7. Elección de Rodamientos.
8. Esbozo del reductor.
9. Planos de Reducción.
DISEÑO DEL SISTEMA REDUCTOR
Diseñar un impulsor según el esquema para un
transportador en faja, la notación en los ejes son en un solo sentido
y con pasos periódicos, la carga tiende a ser constante. El recurso del
trabajo del reductor no debe ser menor de 36000 horas.
P A R A M E T R O S V A R I A N T E S
F U E R Z A 1.0
V E L O C I D A D 1.3
D I A M E T R O 300
I.- CALCULO DE LA POTENCIA DEL MOTOR
Los cálculos que realizamos a continuación son con los datos propuestos
para este proyecto, que se presenta al inicio y en dicho cuadro de
variantes y son:
F = 1.5 KN Fuerza en el tambor.
V = 1.3 m / s Velocidad en el Tambor.
D = 300mm Diámetro del Tambor.
Para el cálculo de la potencia del Motor tenemos.
Fvt
.....(1)
Según nuestro esquema Cinemático tenemos:
ELEMENTOS Nº DE ELEMENTOS SIMBOLO
Transmisión por
engrane cónico1 0.95 f
Brida 2 0.99 B
TRANSMISION POR
CADENA1 0.95
Rodamiento 3 0.999 R
Donde:
Además:
f = Eficiencia de transmisión por faja.
TD = Eficiencia de acople
B = Eficiencia de la brida
R = Eficiencia de rodamiento
También:
R #R : # R = 4
TD #T.D : # T.D = 1
B #B : # B = 2
f #f :# f = 1
= (0.999) 4 x (0.99) 2 x (0.98) 1 x (0.95)1
= 0.909
Hallando la Potencia del Motor :
Hallamos la Potencia Real :
PR = K p x PM
Hallando Kp : 1.0 K p 1.1
Elegimos: K p = 1.1
Reemplazamos: PR = 1.1 x 2.15
PR = 2.37 KW.
Hallando la Potencia Nominal:
PN = PR + 10% PR
PN = 2.37 + 10% x 2.37
PN = 2.61 KW Con este valor se selecciona el
Motor del Catalogo
II.- ELECCIÓN DEL MOTOR SEGÚN CATÁLOGO :
Con la PN = 2.61 Kw se selecciona el motor del catalogo, pero como
no se encuentra en el catalogo de DELCROSA por lo que elegimos el
más próximo que es de 2.7 Kw.
Ahora trabajaremos con la Potencia de Motor y con la tabla de DELCROSA.
MOTOR ASÍNCRONO TRIFÁSICO – SERIE NV – TENSIÓN DE
CONSTRUCCIÓN MÁXIMA 600 V. 50 Hz – 60 Hz
# DE
POLOS
TIPO RPM A 1/1
CARGA KWn %
2 NV 90L 2 3840 2.7 82
4 NV 100L 4 1730 2.7 80
6 NV112 M 6 1150 2.7 81
8 NV 132 S3 860 2.7 79
Para elegir el motor conveniente de la relación anterior procedemos
hacer los cálculos siguientes.
PRIMERO: Calculamos la velocidad angular del tambor o también
denominado velocidad del órgano de trabajo (Not)
Si:
SEGUNDO: Calculamos la relación de transmisión.
Si para:
Transmisión por engrane cónico
Transmisión por Cadena calcular
MOTOR ASÍNCRONO TRIFÁSICO – SERIE NV – TENSIÓN DE
CONSTRUCCIÓN MÁXIMA 600 V. 50 Hz – 60 Hz
# DE
POLOS
TIPO RPM A 1/1
CARGA KWn %
2 NV 90L 2 3840 2.7 82
4 NV 100L 4 1730 2.7 80
6 NV112 M 6 1150 2.7 81
8 NV 132 S3 860 2.7 79
Entonces el motor elegido es el NV 112 M6
También: tenemos velocidades del motor (NM)
nM = ut x
ut = x
NM = x x
NM = 4 x 3.47 x 82.76
nM = 1148.71 RPM
Finalmente: Con este valor de la velocidad del motor. Vemos que el
motor mas próximo es la que tiene N = 1150 RPM por lo que elegimos este
motor.
Nº DE POLOS TIPO RPM KW %
6 NV 112 M6 1150 2.7 82.0
Comprobando si la elección es correcta para ello de cumplir
uR: Transmisión real
uP : Transmisión del proyecto
u = x ut = 4 x3.47 ut = 13.88
uP = uP = uP = 13.89
Cumple la condición por lo que la elección es correcta con lo cual
continuamos con los cálculos para nuestro diseño.
III. ESQUEMA CINEMATICO
Z1
Z2
Z3
Z4
Calculo del número de dientes del Piñón y Engranaje
Zmin = Zmin = 17.097 Zmin = Z3=17 dientes
De la Relación de transmisión:
Z2 = 4 (17) Z4 = 68 dientes
De la Relación de transmisión total:
Entonces
IV CALCULO DE MOMENTOS
En nuestro caso comenzaremos por el motor porque es más conveniente
para realizar los cálculos.
MOMENTO EN EL MOTOR (Mm)
Si: Pm = Mm x Wm
Pero: Nm = 1150 RPM W =
Pm = 2.7Kw
Entonces :
MOMENTO EN LA BRIDA UNO (MB1) Punto 1
MB1 = Mm x MB1 = 7.41 (0.82)
MB1 = 6.08 N.m
MOMENTO EN Z1 (Mz1) Punto 2
Mz1 = MB1 x Mz1= 6.08 X (0.99x0.9999)
Mz1 = 6.02 N.m
MOMENTO EN Z2 (MPM) Punto 3
Mz2 = Mz1 x R2 x tc
x u1
MPM = 6.02 x 0.9999 x 0.95 x 6
MPM = 34.256 N.m
MOMENTO EN Z3 (MZ3) Punto 4
MZ3= Mz2 x R 2 MZ3= 34.25 x (0.9999)2
MZ3= 34.18 N.m
MOMENTO EN Z4 (MZ4) Punto 5
MZ4 = MZ3 x R 2 x TCad x u2
MZ4 = 37.75 x (0.999)4x (0.98) x 7
MZ4= 233.54 N.m
MOMENTO EN E2 (ME2) Punto 6
ME2 = MZ4 x R
ME2 = 233.54 (0.9999)
ME2 = 230.52 N.m
Luego comprobamos si los cálculos están bien para el esquema
cinematico mostrado con la siguiente condición.
Donde: MOT = Momento en el tambor
ME2 > MOT MOT = F x r
MOT = 1500 N
MOT = 225 N.m
Finalmente :
230.74 > 225 (CUMPLE LA CONDICION)
V. CALCULO DE LA CARGA TRANSMITIDA
Calculo de la Potencia del Diseño PD
Factor de servicio para transmisiones por fajas en "V"
Tenemos la Tabla de HORI.
MAQUINA MOVIDA CLASE 1 CLASE 2
Transportadora de
Faja 1.2
1.3
Para nuestro caso tomamos la clase 1 por que consideraremos un
motor eléctrico con torque de arranque normal.
PD = PN x fS
fS : Factor de Seguridad fS = 1.2
PN : Potencia Nominal PN = 2.7
PD : Potencia de Diseño PD = ?
Seleccionamos el diámetro del eje del motor con el tipo del motor seleccionado.
TIPO DE
MOTOR"D" EJE (mm) Kw RPM Deje (mm)
NV 90 L2 24 2.7 3480 24
SELECCIÓN DE LA SECCION DE LA FAJA
Para la selección de la faja utilizamos la figura (1) de HORI sobre la base
de la potencia de diseño y a la velocidad del eje mas rápido en RPM
para nuestro caso PD= 3.24 Kw y RPM=3480
CALCULO DE LA RELACION DE TRANSMISION
Calculamos dividiendo los RPM del eje mas rápido entre RPM del eje de
menor velocidad.
SELECCIÓN DE LOS DIAMETROS DE PASO DE LAS POLEAS
Primero de la tabla 4 de HORI y de la tabla 3 de HORI.
SECCIO
NANCHO ALTURA
DIAMETRO DE PASO DE POLEAS
(mm)
RECOMENDADO MINIMO
A 12.7 7.9 76 a 127 66
Logramos que la Polea mayor sea Estándar y para la polea menor
seleccionamos de la tabla 2 de HORI con:
PN= 2.7 KW
PN =3.62 HP
En esta tabla vemos que el Diámetro de Paso mínimo es 66 mm.
Para la Polea Menor: 66mm 2.6 plg.
SELECCIÓN DE LA LONGITUD ESTANDAR DE LA FAJA
Escogemos la longitud Standard mas próximo de la tabla (7) de HORI.
Pero para ello primero calculamos un valor tentativo para C y L de la
siguiente manera : Sabemos por HORI que
D: Diámetro de la polea mayor
D: Diámetro de la polea menor
asumimos C=12
Sabemos por HORI que : L = 2C +1.65(D+d)
L = 2(12) +1.65(10+2.6)
L= 44.79
Con este valor buscamos en la tabla 7 de HORI y vemos que el mas
próximo es:
L' = 44.3
L' : Valor de la longitud estándar
SECCION A
FAJA LONGITUD KL
A43 44.3 0.90
Luego la distancia correcta entre los centros es
Haciendo la Corrección:
ENTONCES: Consideramos para nuestro caso:
FACTOR DE CORRECCION POR ANGULO DE CONTACTO
Para el calculo de este factor procedemos de l siguiente manera .
Primero: Con la formula = 0.6339
Con este valor en la tabla (5) de HORI.
0.60 145 0.91
0.63 143.2(Interpolando) 0.90(Interpolando)
0.70 139 0.89
Donde: El factor de corrección por longitud de fajas tenemos ya
calculado
FACTOR DE CORRECCION POR LONGITUD DE FAJA
De la tabla(7) de HORI: KL=0.90
POTENCIA POR FAJA
Con los valores de :
Factor de corrección por ángulo de contacto ( )
Factor de corrección por longitud de faja ( )
También con los valores de las RPM del eje mas rapido, del diámetro de
la polea menor y de la sección de la faja determinamos la potencia que
puede transmitir la faja seleccionada haciendo uso de la tabla de
capacidades correspondientes a la tabla(8) de HORI con 3480 RPM. Y
2.6''.
HP/FAJA
RPM D=2.6''
3400 1.41
3480 1.422(Interpolando)
3600 1.44
Elegimos : HP/FAJA = 1.422 HP
POTENCIA ADICIONAL POR RELACION DE TRANSMICION
De la tabla (6) HORI con el valor de la relación de transmisión para la
sección A , 42.05 de relación de transmisión y 3480 RPM
Como: 42.05 > 2 HP (ADICIONAL) =
HP (ADICIONAL) = 0.56 HP
Luego la Potencia que puede Transmitir para nuestro caso es:
x KL
CALCULO DEL NUMERO DE FAJAS
Lo calculamos con la siguiente relación:
Pero:
Entonces:
CONCLUCION :Usar 3 fajas A43 con polea de 2.6'' de diámetro y 10 plg
de diámetro de la polea menor y mayor respectivamente y la distancia
entre los centros es C = 15.827
CALCULO DE LAS DIMENSIONES DE LOS ENGRANES
Para nuestro caso consideraremos las siguientes condiciones.
ACCIONAMIENTO: Motor Eléctrico.
MAQUINA A MOVER: Consideraremos como carga los choques
moderados.
MATERIAL D LAS RUEDAS: Acero
DUREZA DE LOS DIENTES: Aproximadamente como max 300 Brinel
LOS DIENTES: Serán tallados y acabados con fresa madre de 20º de
ang.
SERVICIO DE REDUCTOR: Condiciones Normales.
Con estas condiciones procedemos a los cálculos ya mencionados, pero
para ello también tenemos los datos adicionales como
Z3= 17 dientes Numero de Dientes del Piñón
Z4= 119 dientes Numero de Dientes del Engranaje
Además asumimos el valor del modulo m = 5
1. CALCULO DE LA RELACIOMDE TRANSMICION ( )
2. VELOCIDAD DEL EJE DE SALIDA ( )
3. DIAMETRO DE PASO DEL PIÑON ( )
4. DIAMETRO DEL PASO DEL ENGRANAJE ( )
5. DISTANCIA ENTRE CENTROS ( )
6. ANCHO DEL DIENTE (F)
Como se recomienda 8 (m) F 12 (m) (En teoría de HORI)
Entonces Asumimos : F = 10 (m) F = 10 (5) F = 50 mm
7. VELOCIDAD TANGENCIAL ( )
PROCEDIMIENTO AGMA PARA ENGRANAJES
A) CALCULO POR RESISTENCIA A LA FATIGA
1. ESFUERZOS PERMISIBLES(S).-
Este valor lo seleccionamos de la tabla 14 de HORI pero para ello antes
recurrimos a la tabla 6 para calcular la dureza del Piñón y engranaje
como la dureza limite de la condición es 300BRN entonces .
BHN
PIÑON
BHN
ENGRANAJE
300 255
Y con estos valores recurriremos a la tabla 14, donde
S3 = Esfuerzo Permisible del Piñón S3 =
S4 = Esfuerzo Permisible del Engranaje S4 =
2. ACTOR DINAMICO (KV) (CV)
Este factor determinamos de la fig. (1) de HORI y utilizamos la curva
numero 3 para engranajes acabados con fresa madre según la condición
dada para nuestro caso y con la velocidad tangencial calculada KV =
0.46 y CV=0.46
3. FACTOR DE SOBRECARGA (KO) (CO)
Este factor determinamos de la tabla (9) de HORI de acuerdo a la tabla 8
FUENTE DE PODER
UNIFORME
CARGA EN LA MAQUINA
MOVIDA
CHOQUE MODERADO (KO) (CO)
UNIFORME 1.25
Este valor es aplicable cuando existe reducción en la transmisión
Este valor es seleccionado considerando las siguientes condiciones en
la tabla (8)
FUENTE DE PODER: Uniforme (Motor Eléctrico)
CARGA EN LA MAQUINA MOVIDA: Choque Moderado (Transportador de
faja)
4. FACTOR GEOMETRICO(J)
Es el factor que contempla la forma geométrica del perfil del diente, la
posición de la carga que mas daño puede ocasionar. En nuestro caso
como son para engranajes cilíndricos de diente recto consideraremos
los valores de la fig. (4)
De la fig. (4) : Con los Números de Dientes del Piñón y Engranaje
J3 = Factor geométrico del Piñón J3 = 0.33
J4 = Factor geométrico del Engranaje J4 = 0.43
5. FACTOR DE TAMAÑO (KS)
Depende fundamentalmente del paso del diente y usamos para este KS
=1.00 considerando el engranaje de acero adecuadamente
seleccionado y con tratamiento térmico adecuado
6. FACTOR DE DISTRIBUCION DE CARGA (Km) (Cm)
Este factor es critico en la evaluación de la capacidad de carga de los
engranajes. Para nuestro caso consideraremos la tabla (12) de HORI
para la aplicación en general con los datos de ancho F= 50 mm y
Engranajes rectos y además considerando montaje cuidadoso , juego
pequeño de cojinetes, defleccion elástica mínima y entonces tomamos:
Km = Cm = 1.3
7. FACTOR DE VIDA (KL)
Usamos la tabla 15 de HORI considerando el numero de ciclos, 107 ciclos
Nº DE
CICLOS
ENGRANAJES RECTOS
255 BHN 300 BHN
107 1.0 1.0
Interpolando para nuestro caso KL=1.0
8. FACTOR DE TEMPERATURA (KT ) ( CT)
Usamos KT =1.00 para engranajes que operen a temperaturas que no
excedan de 71ºC o 160 ºF
9. FACTOR E SEGURIDAD (KR)
También denominado contabilidad, usamos la tabla 16 para calculo por
resistencia a la fatiga de donde KR = 1.00 para una confiabilidad de
99%
10. POTENCIA QUE PODRA TRANSMITIR EL PIÑON (P3)
Con los datos calculados y la formula de donde P: Potencia en la salida o
Organo de trabajo P=0.429 CV
Cv
Cv
11. POTENCIA QUE PODRA TRANSMITIR EL ENGRANAJE ( )
= 5.64 cv
Finalmente vemos que las ruedas dentadas escogidas satisfacen las
condiciones de resistencia de fatiga
B)CALCULO POR FATIGA SUPERFICIAL
1. FACTOR DE SOBRECARGA (CO)
De la tabla 9 de HORI como anteriormente se calculo se tiene: CO=1.25
2. FACTOR DINAMICO(CV)
También del calculo anterior CV=0.46
3. FACTOR DE TAMAÑO (CS)
Usamos Cs=1.00 para engranajes cilíndricos de dientes rectos
4. FACTOR DE DISTRIBUCION DE CARGA (Cm)
Usamos la tabla 12 por que no conocemos los datos de desalineamiento
del cual obtenemos Cm=1.3
5. FACTOR DE CONDICION SUPERFICIAL (Cf)
Usamos Cf = 1.10 para engranajes con acabados superficial aceptable
6. FACTOR GEOMETRICO (I)
Usamos la fig. 23 de HORI I=0.11
7. COEFICIENTE ELASTICO DE L MATERIAL (CP)
Utilizamos la tabla 18 de HORI para ambas ruedas de acero CP=61
8. FACTOR DE VIDA (CL)
De la fig. 32de HORI considerando su funcionamiento 107 ciclos, CL=1.0
9. FACTOR DE RELACION DE DUREZA (CH)
Según HORI se considera para engranajes de dientes rectos CH=1.00
10. FACTOR DE TEMPERATURA (CT)
Consideramos su trabajo a temperatura ambiental normal CT=1.00
11. FACTOR DE SEGURIDAD (CR)
Usamos la tabla 20 de HORI para un confiabilidad de 99% . CR=1.00
12. SELECCIÓN DE LA DUREZA DE LOS DIENTES
Como la condición al inicio del calculo de las dimensiones del engranaje
es de 300BHN como máximo, es decir para el Piñón y entonces de la
tabla 6 obtenemos : PIÑON:300BHN y ENGRANAJE: 255 BHN
13. ESFUERZOS PERMISIBLES DE CONTACTO(SS)
SS: Esfuerzo permisible de contacto esto calculamos de la tabla 19 con la
dureza mínima (255)
SS=76.88
14. LA POTENCIA QUE PODRA TRANSMITIR (PS)
Esta dado por siguiente expresión :
Sabemos que:P=0.429 Cv
Vemos que: P5>P entonces esta correcto
Con lo cual concluimos afirmando que las ruedas escogidas satisfacen
las condiciones de los esfuerzos por fatiga superficial.
CALCULOS DE LOS EJES
EJE PARA LA POLEA (1) MENOR
No se requerirá eje para esta polea debido a que se acoplara el eje del
motor.
EJE QUE CONTIENE LA POLEA (2) MAYOR Y DEL PIÑÓN (D4)
Si contamos con los diamantes de la polea (D2) y del piñón (D3)
calculamos las fuerzas necesarias en estas.
PRIMERO CALCULAMOS LAS CARGAS
F1
F2
=17.6º
D1=2,6plg
D3=10plg
D1=66,04 mm
D2=254 mm
r1=33,02mm
r2=127mm
D1=diámetro de la polea menor
D2=diámetro de la polea mayor
Calculo del ángulo () tg = 93,98/296.5
= arctg (93,98/296,5)
= 17,6° condición de F1/F2=5/1 con los cual tenemos
F1=5F2
F : forma de tensión de la faja , luego calculamos las dos tensiones
ANÁLISIS EN LA POLEA MENOR F'I FI
F'1= fuerza radial F" I
F''2=fuerza tangencial
w1= 3480 rev/min (2πrad/rev) (min/60s)
w1= 364,42 rad/s
también tenemos: F"2
w1/ w2=r2/r1=D2/D2
w1= velocidad angular de la polea menor F"2 F2
w2= velocidad angular de la polea mayor
364,42/ w2= 254/66,04
364,42/ w2 =3,85
w2= 94,65 rad /s
N1: velocidad en RPM de la polea menor
N1=3480RPM y w1=364,42 rad/s
Calculamos N2 con w2:
N2= velocidad en RPM de la polea mayor
N2= w2(rev/min)
N2=94,65rad/s(60s/min)(rev/2πrad)
N2= 903,88 RPM
CALCULO DE LA VELOCIDAD TANGENCIAL EN LAS POLEAS
V't = πD1N1/60000
Vt= π85x3450
Vt=15,49m/s
Vt= velocidad tangencial de la polea menor
V''t= velocidad tangencial de la polea mayor
V"t=πD2N2/60000
V"t= π85x3450/60000
V"t= 12,02 m/s
CALCULO DE LA POTENCIA DE LA POLEA MAYOR
P2= w2M2 P2= potencia de la polea mayor
P2= .( ) w2= velocidad angular de la polea mayor
P= 3,34Kw M2= momento torsor de la polea mayor
w3= velocidad angular en el piñón
N3=N2 N3= velocidad en RPM en el piñón
w2= w3
calculo de las fuerzas en la polea de mayor
M2= F'2xr2 F'2= fuerza en la polea mayor
F'2= M2/r2 r2= radio de la polea mayor
F'2= 36,08Nxm/0,127m
F'2= 284,09 N
Como F2= 5F'1 por lo asumido anteriormente
F'1= F'2/5= 284,09/5 N
F'1 =56,82N
F'1= fuerza de la polea mayor.
CALCULO DE LAS FUERZAS TANGENCIALES Y RADIALES EN LA
POLEA MAYOR F'2 F'''2
F''2
F'1
F'1 F'''1
F''2 = fuerza tangencial en la polea mayor.
F'''2 = fuerza radial en la polea mayor
FUERZAS MAYORES
F''2 = F'2 cos17,6° Y F'''2 = F'2 sen17,6°
Pero tenemos F'2 =284,09 N. Y F'1 =56,82 N.
F''2 = 28,82 cos 17,6°
F''2=270,8N.
F'''2= 284,09cos 17,6°
F'''2=85,9N.
FUERZAS MENORES
F''1= F'1sen17,6°
F'''1= F'1cos17,6°
F''1= 56,82cos17,6°
F''1= 54,2N
F'''1= 56,82sen17,6°
F'''1= 17,2N.
CALCULO DE LAS FUERZAS EN LOS ENGRANAJES
CALCULO DE FUERZAS EN EL PIÑÓN
F''3
F3 F'3
Si M3= momento en el piñón
M3= 36,01 N x m
M3= F3 x r3
F3= fuerza en los dientes del piñón
R3= radio del piñon
Luego.
F3= forma tangencial del piñón
F'3= fuerza radial del piñón
F3= M3/r3=36,01Nxm/0,0426m
F''3= F3 sen20°
F''3= 289,8N.
F'3=847,29cps20°
F'3796,2N.
Finalmente tenemos:
F'3= F'4 las fuerzas radiales y tangenciales en el piñon y
engranaje son iguales por acción y
F''3’= F''4 reacción que existe entre los elementos, conductor y
conducido
Conductor = piñón
Conducido = engranaje
TRASLADANDO LAS FUERZAS AL EJE DE LA POLEA, DEL PIÑON Y
EL ENGRANAJE
POLEA 85.9
55.01
270.8 270.8 54.2
6.88
54.2 54.2 68.7
270.8
3.25
27.51
17.2
EN EL PIÑÓN
796.2
796.2
289.8 33.8 289.8
796.2
796.2
EN EL ENGRANAJE
796.2 796.2
289.8 289.8 273.27
LUEGO CALCULANDO EN LOS EJES
Contamos con dos ejes en nuestro diseño como son:
EJE:1.-Que contiene a la polea mayor y al piñon
796.2 68.4
289.8 55.01
3 2
BN BH
BV 325
CALCULANDO LAS REACCIONES EN A y B
CALCULANDO LAS REACCIONES VERTICALES Y DIAGRAMA DE
MOMENTOS FLECCIONANTES
Calcularemos AV y BV
0=796.2(0.1) +AV(0.2) +68.7(0.3)
AV=
AV=-501.15 N
0=BV+796.2-501.15+68.7
BV=-363.8 N
289.8 n
B A
10cm 10cm 10cm
BH=307.4 AH=342.6 325
6.86 N.m
36.68 N.m
CALCULANDO LAS REACCIONES HORIZONTALES Y DIAGRAMA DE
MOMENTOS FLECCIONANTES
Calcularemos AH y BH
289.8(0.1)+AH(0.2)-325(0.3)=0
AH=342.6 N
BH+289.8+342.6-325=0
BH=-307.4 N
BV=-363.8 N
796.2 n 68.7 n
53.8 27.51
10cm 10cm 10cm
BV=363.8 AV=501.2
30.74
32.5
CALCULAMOS LOS MOMESTOS EQUIVALENTES A TORSION Y FLEXXION
Luego calculamos el punto critico.
En el Punto (3)
En el Punto (A)
Luego vemos el punto critico es el punto (3) donde se halla el piñon por
lo que consideramos el M y T de este punto para los calculos posteriores
CALCULAMOS LOS MOMENTOS EQIVALENTES A TORSION Y
FLEXION EN EL PUNTO (3)
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