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reductor calculo
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DISEO Y CALCULO DE UN REDUCTOR DE VELOCIDAD
I INTRODUCCION.-Los reductores son diseados a base de engranajes, mecanismos circulares y dentados con geometras especiales de acuerdo con su tamao y la funcin en cada motor. Sin la correcta fabricacin de los motorreductores, las mquinas pueden presentar fallas y deficiencias en su funcionamiento. La presencia de ruidos y recalentamientos pueden ser aspectos que dependan de estos mecanismos, de all la importancia del control de calidad.El desarrollo de esta mquina y del sistema inteligente de medicin le permite a las empresas ser mucho ms competitivas y aumentar sus conocimientos.
En pocas palabras los reductores son sistemas de engranajes que permiten que los motores elctricos funcionen a diferentes velocidades para los que fueron diseados. Rara vez las mquinas funcionan de acuerdo con las velocidades que les ofrece el motor, por ejemplo, a 1.800, 1.600 o 3.600 revoluciones por minuto. La funcin de un motorreductores es disminuir esta velocidad a los motores (50, 60, 100 rpm) y permitir el eficiente funcionamiento de las mquinas, agregndole por otro lado potencia y fuerza.Los reductores son diseados a base de engranajes, mecanismos circulares y dentados con geometras especiales de acuerdo con su tamao y la funcin en cada motor.Sin la correcta fabricacin de los motorreductores, las mquinas pueden presentar fallas y deficienciasen su funcionamiento. La presencia de ruidos y recalentamientos pueden ser aspectos que dependan de estos mecanismos, de all la importancia del control de calidad.El desarrollo de esta mquina y del sistema inteligente de medicin le permite a las empresas ser mucho ms competitivas y aumentar sus conocimientos.En pocas palabras los reductores son sistemas de engranajes que permiten que los motores elctricos funcionen a diferentes velocidades para los que fueron diseados.Rara vez las mquinas funcionan de acuerdo con las velocidades que les ofrece el motor, por ejemplo, a 1.800, 1.600 o 3.600 revoluciones por minuto. La funcin de un motorreductor es disminuir esta velocidad a los motores (50, 60, 100 rpm) y permitir el eficiente funcionamiento de las mquinas, agregndole por otro lado potencia y fuerza.CARACTERISTICAS DEL REDUCTOR O MOTORREDUCTOR TAMAO
Potencia, en HP, de entrada y de salida. Velocidad, en RPM, de entrada y de salida. PAR (o torque), a la salida del mismo, en KG/m. Relacin de reduccin: ndice que detalla la relacin entre las RPM de entrada y salida.
CARACTERISTICAS DEL TRABAJO A REALIZAR
- Tipo de mquina motriz. - Tipos de acoplamiento entre mquina motriz, reductor y salida de carga. - Carga: uniforme, discontinua, con choque, con embrague, etc. - Duracin de servicio: horas/da. - N de Arranques/hora.
Tipos de engranajes:
Engranajes rectos: Tienen forma cilndrica y funcionan sobre ejes paralelos. Los dientes son rectos y paralelos a los ejes. Cremallera recta: Un engranaje recto que time dientes rectos los cuales forman ngulos rectos con la direccin del movimiento. Engranes helicoidales: Un engranaje helicoidal de forma cilndrica y dientes helicoidales. Los engranajes helicoidales paralelos operan sobre ejes paralelos y, cuando ambos son externos, las hlices tienen sentido contrario. Engranes con dientes helicoidales angulares: Cada uno de ellos tienen dientes helicoidales con hlice hacia la derecha y hacia la izquierda, y operan sobre ejes paralelos. Estos engranajes tambin se conocen como de espinas de pescado. Engranes con hlices cruzadas: Estos engranajes operan sobre ejes cruzados y pueden tener dientes con el mismo sentido o con sentido opuesto. El trmino de engranajes de hlices cruzadas ha reemplazado el antiguo de engranaje en espiral. Engranes de tornillo sin fin: Es el engranaje que se acopla a un tomillo sin fin. Se dice que un engranaje de un tomillo sin fin que se acopla a un tomillo de este tipo cilndrico es de una sola envolvente. Engranes con tomillo sin fin cilndrico: Es una forma de engranaje helicoidal que se acopla a un engranaje de tornillo sin fin. Engranes de tornillo sin fin de doble envolvente: Este comprende tomillos albardillados sin fin, acoplado a un engranaje de tomillo sin fin. Engranes cnicos: Tienen forma cnica y operan sobre ejes que se interceptan y forman por lo comn ngulos rectos. Engranes cnicos rectos: Estos engranajes tienen elementos rectos de los dientes los cuales si se prolongaran, pasaran por el punto de interseccin de los ejes.
Ventajas
Las transmisiones de engranajes encerrados vendidas por los fabricantes ofrecen varias ventajas sobre los dispositivos abiertos de transmisin de potencia: Seguridad, proteccin contra las partes mviles. Retencin del lubricante. Proteccin contra el medio ambiente. Economa de la fabricacin en cantidades grandes.
1.1 JUSTIFICACION.-
Diseo de un mecanismo que nos permita reducir la velocidad de salida de un motor elctrico y a la vez aumentar el par torsor; segn las necesidades del cliente. (Potencia, relacin de velocidad y factor de servicio)
1.2 OBJETIVO.-El presente proyecto tiene como objetivo disear un reductor de Velocidad que tendr un motor elctrico como impulsor e impulsa a una mquina de cinta de transporte de equipo pesado. Decidir las funciones detalladas y los requisitos para disear un reductor de velocidad, seguro y durable que pueda reducir los costos de fabricacin de maquinaria y accesorios que necesiten de ciertas caractersticas especficas. (Potencia relacin de velocidad y factor de servicio). Determinar el diseo de cada elemento con detalle. Trazando adems dibujos de conjunto y de detalles para comunicar el diseo a otros que lo puedan consultar.
2 MARCO TEORICO2.1 DESCRIPCION DEL PROYECTOSe requiere disear un reductor de Velocidad que impulsara a una mquina de cinta transportadora de equipo pesado.En todo tipo de industria siempre se requiere de equipos, cuya funcin es variar las r.p.m. de entrada, que por lo general son mayores de 1200, entregando a la salida un menor nmero de r.p.m., sin sacrificar de manera notoria la potencia. Esto se logra por medio de los reductores y motorreductores de velocidad.
2.1.1 UBICACIN Y ORIENTACIONESPECIFICACION DEL PROYECTO:En esta parte se aclaran las especificaciones del Reductor de Velocidad a las cuales va estar trabajando, sirven para dar un margen o un rango para que el equipo no sea trabajado en condiciones muy diferentes a estas y por consecuencia el equipo tenga una mayor vida de trabajo y se desempee lo mejor posible dentro del campo Industrial y por lo tanto genere ms ganancias para quien o quienes lo estn ocupando.Las Especificaciones son las siguientes:
CAPITULO III3 INGENIERIA DEL PROYECTO.-SELECCIN DEL MOTOR ELECTRICO POR CATALOGO
Datos de Diseo
1Potencia a Transmitir 20 hp
2Velocidad de Salida del Reductor 120 rpm
Potencia del Motor
P= 20 hp
POTENCIA REQUERIDAPara la potencia requerida es necesario multiplicara la potencia del motor por un factor de sobrecarga el cual viene dado por el trabajo que realizara la maquina
=
Como el reductor que disearemos es para una cinta transportadora de trabajo pesado decimos: Motor electrico = uniforme Transportadora de trabajo pesado = choque pesado
Maquina Impulsada
Fuente de PotenciaUniformeChoque LigeroChoque ModeradoChoque Pesado
Uniforme1.001.251.501.75
Choque Ligero1.201.401.752.25
Choque Moderado1.301.702.002.75
= 20* 1.5= 30 hp
Motor tipo W22 Carcasa de Hierro Gris - Standart Efficiency - IE3
Dimensiones del Motor Elctrico
VALOR DEL TREN.-TV = (VR1) (VR2) (VR3) = (n1/n2) (n2/n3) (n3/n4) = 24Calculo: (VR1)= 3.7(VR1)= (n1/n2) n2 = 790 rpm(VR2)= 2.8(VR2)= (n2/n3) n3 = 282 rpm(VR3)= (n3/n4) (VR3) = 2.3
22
Donde la entrada a la caja reductora de la Catarina calculada (2925 rpm):n1 = 2925 rpm (Nmero de revoluciones del eje de entrada) n2 = 790rpm (Nmero de revoluciones del eje intermedio)n3 = 282 rpm (Nmero de revoluciones del eje intermedio)
n4 = 120 rpm (Nmero de revoluciones del eje de salida)VR1 = 3.7 (Relacin de velocidades del primer tren)VR2 = 2.8 (Relacin de velocidades del segundo tren)VR3 = 2.35 (Relacin de velocidades del segundo tren)
DISEO DE ENGRANES (CLCULOS)
GEOMETRIA, CALCULOS Y DISEO
PRIMER TREN (ENGRANES CONICO RECTO)
Los engranajes cnicos se utilizan para transferir el movimiento entre ejes no paralelos, por lo general en el uno al otro. Los dientes de los engranajes cnicos rectos son rectas y mentira a lo largo de un elemento de la superficie cnica. Lneas a lo largo de la cara de los dientes a travs del crculo de paso se encuentran en el vrtice del cono de tono. Las lneas centrales de tanto el pin y el engranaje tambin se renen en este vrtice. En la configuracin estndar, los dientes se estrechan hacia el centro del cono. Consulte la ayuda grfico "montado a horcajadas engranajes" para ver esta geometra.
Las dimensiones clave se especifican ya sea en el extremo exterior de los dientes o en la posicin media, la media de la cara. Tenga en cuenta que la suma de los ngulos de cono de tono para el pin y el engranaje es. Tambin, para el par de engranajes cnicos que tienen una relacin de unidad, cada uno tiene un ngulo de cono de paso de. El engranaje de tal manera que, llamado engranaje de inglete, se utiliza simplemente para cambiar la direccin de los ejes en un accionamiento de la mquina sin afectar entonces la velocidad de rotacin.
Muchas ms caractersticas deben especificarse antes de que los engranajes se pueden producir. Por otra parte, muchos engranajes exitosos, disponibles comercialmente son hechos de una forma no estndar. Por ejemplo, la adicin del pin se hace a menudo ms largo que el de la rueda dentada. Algunos fabricantes modifican la pendiente de la raz de los dientes para producir una profundidad uniforme, en lugar de utilizar el estndar, la forma cnica.
El ngulo de presin,, tpicamente, pero y se utilizan a menudo para evitar interferencias. El nmero mnimo de dientes para engranajes cnicos rectos es tpicamente 12.
El montaje de los engranajes cnicos es crtico si el rendimiento satisfactorio se quiere lograr. La mayora de engranajes comerciales tienen una distancia de montaje definida. Es la distancia de alguna superficie de referencia, tpicamente la parte de atrs del cubo de la rueda, hasta el vrtice del cono terreno de juego. Debido a que los conos de paso de los engranajes de acoplamiento tienen vrtices coincidentes, la distancia de montaje tambin localiza el eje del engranaje de acoplamiento. Si el engranaje est montado a una distancia menor que la distancia de montaje recomendada, los dientes probablemente unirse. Si se monta a una distancia mayor, habr holgura excesiva, causando funcionamiento ruidoso y spero.
Caractersticas geomtricas de engranajes cnicos rectos:
Gear ratio
Pitch diameters
pinion
gear
Pitch cone angles
pinion
gear
Outer cone distance
Nominal face width
Maximum face width
(whichever is less) Mean cone distance
Note: is defined for the gear, also called .
Mean circular pitch
Mean working depth
Clearance
Mean whole depth
Mean addendum factor
Gear mean addendum
Pinion mean addendum
Gear mean dedendum
Pinion mean addendum
Gear dedendum angle
Pinion dedendum angle
Gear outer addendum
Pinion outer addendum
Gear outside diameter
Pinion outside diameter
Debido a la forma cnica de engranajes cnicos y debido a la forma de evolvente-diente, un conjunto de tres componentes de las fuerzas acta sobre los dientes de engranajes cnicos. Usando la notacin similar a la de los engranajes helicoidales, vamos a calcular la fuerza tangencial,; fuerza radial,; y la fuerza axial. Se supone que las tres fuerzas actan simultneamente en la cara media de los dientes y en el cono de campo. Asimismo, el real de la fuerza resultante es un poco desplazado del centro, no hay resultados de errores graves.
La fuerza tangencial acta tangencial al cono terreno de juego y es la fuerza que produce el par de torsin sobre el pin y el engranaje. El par de torsin puede calcularse a partir de la potencia conocida transmitida y la velocidad de rotacin:
Then, using the pinion, for example, the transmitted load is
where:
= mean radius of the pinion
Recuerde que el dimetro de paso, d, se mide a la lnea de paso de los dientes en su extremo grande.La carga radial acta hacia el centro del pin, perpendicular a su eje, provocando la flexin del eje de pin. Por lo tanto,
La carga axial acta en paralelo al eje del pin, que tiende a empujar lejos del apareamiento. Causa una carga de empuje en los rodamientos del eje. Tambin produce un momento de flexin en el eje, ya que acta en la distancia desde el eje igual al radio medio del engranaje. Por lo tanto,
El anlisis de estrs para los dientes de engranaje cnico es similar a la ya presentada para la espuela y dientes de los engranajes helicoidales. La tensin mxima de flexin se produce en la raz del diente en el filete. Este estrs puede ser computado
where:
= overload factor;
= size factor
= load-distribution factor
= dynamic factor.
Factores que afectan el factor dinmico incluyen la precisin de fabricacin de dientes de engranaje (nmero Q de calidad); la velocidad de lnea de paso,; la carga del diente; y la rigidez de los dientes. Norma AGMA 2003-A86 recomienda el siguiente procedimiento para la informtica para doblar clculo de la resistencia
where:
Por lo general, como una decisin de diseo, utilice dos Grado 1 engranajes de acero que son a travs endurecido a 300 HB con 36.000 psi. El mdulo de elasticidad para ambos engranajes es psi.
Doblado factor de geometra, J, es dependiente del nmero de dientes de engranaje para las que se desea factor de geometra y sobre el nmero de dientes en el engranaje de acoplamiento. Los valores se pueden encontrar de norma AGMA 6010-E88.
El enfoque para el diseo de engranajes cnicos para resistencia a la picadura es similar a la de los engranajes de dientes rectos. El modo de fallo es la fatiga de la superficie de los dientes bajo la influencia de la tensin de contacto entre los engranajes de acoplamiento.
El esfuerzo de contacto, llamado el estrs Hertz,, puede calcularse a partir
where:
= elastic coefficient;
Using = 0.634 allows the use of the same allowable contact stress as for spur and helical gears.
where:
= reliability factorSF = factor of safety
= stress cycle factor.
where: L = design life in hoursn = rotational speed in rpmq = number of load applications per revolution.
Procedure for selecting materials for contact stress
where:
= pitting resistance stress cycle factor.
Input data:
Bevel Gearing
Pressure angle20
Diametral pitchPd =9teeth/in
Transmitted powerP =20hp
Rotational speed of pinionnp =2925rpm
Number of pinion teethNp =24
Desired output speedng =962rpm
Design lifeL =20000h
Number of load applications per revolutionq =1
Elastic coefficientCp =2300
Overload factorKo =1.5
Load-distribution factorKm =1.8
Factor of safetySF =1
Hardness ratio factorCh =1
Reliability factorKr =1
Result
Actual output speedng= 961.644 rpm
Actual number of gear teethNg= 73
Gear ratiomg= 3.042
Qualty numberQv= 11.000
Geometry parameters
Pinion Gear
Pitch diameterD= 2.667 8.111 in
Pitch cone angle= 18.199 71.801
Outer cone distanceA0= 4.269 in
Face widthF= 1.280 in
Mean cone distanceAm= 3.629 in
Mean circular pitchPm= 0.297 in
Mean working depthh= 0.189 in
Clearancec= 0.024 in
Mean whole depthhm= 0.213 in
Mean addendum factorc1= 0.241 in
Pinion Gear
Mean addenduma= 0.143 0.046 in
Mean dedendumb= 0.069 0.167 in
Dedendum angle= 1.092 2.634
Outer addendumao= 0.173 0.058 in
Outside diameterdo= 2.995 8.147 in
Bending geometry factorJ= 0.273 0.232
Pitting geometry factorI= 0.092
Force and speed factors
Torque on the pinionTp= 430.769 lbf.in
Tang., WtRadial, Wr Axial, Wx
Forces on the pinionW= 380.052 131.408 43.203 lbf
Pitch line speedvt= 2042.035 ft/min
Dynamic factorKv= 0.957
Size factorKs= 1.000
Pinion Gear
Number of load cycleNc= 3.5e+009 1.2e+009
Bending stress cycle factorYn= 0.917 0.935
Pitting stress cycle factorZn= 0.874 0.897
Expected bending stressSt= 23488.815 27591.808 psi
Expected contact stressSc= 78364.345 78364.345 psi
Allowable bending stress numberSat= 25619.577 29504.727 psi
Allowable contact stress numberSac= 89671.025 87405.863 psi
Note
After computing the values for allowable bending stress number and for allowable
contact stress number, you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to
select a suitable material. Consider first whether the material should be steel,
cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.
For instance use through-hardened steel with hardness, HB
Pinion Gear
Grade 1= 188.109 216.103
Grade 2= 180.000 180.000
Material:
PinEngrane
Sc = 78364.345
78.3 KsiSt= 23488.815
23.5 Ksi
Sac= 89671.025
89.7 KsiSat= 25619.577
25.6 Ksi
AISI 4140 Recocido
AISI 4340 Recocido
HB= 197HB=217
SEGUNDO TREN (ENGRANES HELICOIDALES)
Helical gears
The teeth on helical gears are inclined at an angle with the axis, that angle being called the helix angle. If the gear were very wide, it would appear that the teeth wind around the gear blank in a continuous, helical path. However, practical considerations limit the width of the gears so that the teeth normally appear to be merely inclined with respect to the axis of the shaft.
Helical gear design
Actual output speed (gear)
= rotational speed of the pinionVR= Velocity Ratio ; VR= mg = gear ratio for speed reducers
= number of teeth on the gear, pinion
The spreadsheet computes the approximate number of gear teeth to produce the desired speed from ( = desired output speed). But, of course, the number of teeth in any gear must be integer, and the actual value of is selected by the designer.
Helical gear geometry
Pitch diameter
Outside diameter
Addendum
Dedendum
Clearance
Root diameter
Base circle diameter
where:
= transverse pressure angle
Circular pitch
Normal circular pitch
Diametral pitch
Normal Diametral Pitch
Axial pitch
Whole depth
Working depth
Tooth thickness
Center distance
Bending geometry factor, J, is dependent on the number of teeth on the gear and helix angle for which the geometry factor is desired and on the number of teeth in the mating gear. Values can be found from AGMA Standard 908-B89(R1995).
Pitting geometry factor, I, is dependent on the number of teeth of gear and helix angle for which geometry factor is desired and on the number of teeth in mating gear. Values can be found from AGMA Standard 908-B89(R1995)AGMA Standard 218.01.
Force and speed factors
Pitch line speed
Tangential force
or
where: P = transmitted power
Radial force
Normal force
Axial force
Expected bending stress
where:
= overload factor
= size factor
= load-distribution factor
= rim thickness factor
= dynamic factor.
The AGMA indicates that the size factor can be taken to be 1.00 for most gears. But for gears with large-size teeth or large face width F, a value greater than 1.00 recommended. The program computes the size factor automatically.
The determination of load-distribution factor is based on many variables in the design of the gears themselves as well as in the shafts, bearings, housings, and the structure in which the gear drive is installed. Therefore, it is one of the most difficult factors to specify. Much analytical and experimental work is continuing of values for . We will use the following equation for computing the value of the load-distribution factor:
where:
= pinion proportion factor is dependent on face width and pitch diameter
= mesh alignment factor.
The dynamic factor, , accounts for the fact that the load is assumed by a tooth with some degree of impact and that the actual load subjected to the tooth is higher than the transmitted load alone. The value of depends on the accuracy of tooth profile, the elastic properties of tooth, and the speed with which the teeth come into contact. AGMA Standard 2001-C95 gives recommended values for based on the AGMA quality number, , and the pitch line velocity. Gears in typical machine design would have AGMA quality ratings of 5 through 7, which are for gears made by hobbing or shaping with average to good tooling. If the teeth are finish-ground or shaved to improve the accuracy of the tooth profile and spacing, quality numbers in the 8 - 11 range should be used. Under very special conditions where teeth of high precision are used in applications where there is little chance of developing external dynamic loads, higher quality numbers can be used. If the teeth are cut by form milling, factors lower than those found from = 5 should be used. Note that the quality 5 gears should not be used at pitch line speed above 2500 ft/min. Note that the dynamic factors are approximate.
Expected contact stress
where:
= elastic coefficient that depends on the material of both the pinion and the gear. = 2300 for two steel gears. The program automatically selects the appropriate value after the user specifies the materials.
Procedure for selecting materials for bending stress
where:
= reliability factorSF = factor of safety
= stress cycle factor for bending.
AGMA Standard 2001-C95 allows the determination of the life adjustment factor, , if the teeth of the gear being analyzed are expected to experience a number of cycles of loading much different from . Note that the general type of material is a factor for the lower number of cycles. For the higher number of cycles, a range is indicated by a shaded area.
Expected number of cycles of loading
where: L = design life in hoursn = rotational speed in rpmq = number of load applications per revolution.
Procedure for selecting materials for contact stress
where:
= pitting resistance stress cycle factor.
AGMA Standard 2001-C95 specifies the determination of the stress cycle factor, . If the teeth of the gear being analyzed are expected to experience a number of cycles of loading much different from , a factor should be used. The user specifies the desired life for the system in hours and the program computes the values for and .
After computing the values for allowable bending stress number,, and for allowable contact stress number, , you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to select a suitable material. Consider first whether the material should be steel, cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.
Input data:
Helical Gearing
Normal pressure angle20
Helix angle =25
Normal diametral pitchPdn =8teeth/in
Face widthF =1.858in
Transmitted powerP =20hp
Rotational speed of pinionnp =962rpm
Number of pinion teethNp =24
Desired output speedng =390rpm
Design lifeL =20000h
Number of load applications per revolutionq =1
Rim thickness of pinion and geartr =11in
Bending geometry factor of pinion and gearJ =0.520.58
Pitting geometry factorI =0.198
Gear applicationOpen gearing
Elastic coefficientCp =2300
Overload factorKo =1.5
Factor of safetySF =1
Hardness ratio factorCh =1
Reliability factorKr =1
Results
Diametral pitchPd= 7.250 teeth/in
Transverse pressure anglet= 21.880
Actual output speedng= 391.322 rpm
Actual number of gear teethNg= 59
Gear ratiomg= 2.458
Qualty numberQv= 9.000
Geometry parameters
Pinion Gear
Pitch diameterD= 3.310 8.137
Outside diameterDo= 3.586 8.413
Root diametersDr= 2.965 7.793
Base circle diameterDb= 3.072 7.551
Addenduma= 0.138 in
Dedendumb= 0.172 in
Clearancec= 0.031 in
Circular pitchp= 0.433 in
Normal circular pitchPn= 0.393 in
Axial pitchPx= 0.929 in
Whole depthht= 0.310 in
Working depthhk= 0.276 in
Tooth thicknesst= 0.196 in
Center distanceC= 5.724 in
Fillet radius in basic rackrf= 0.041 in
Force and speed factors
Pitch line speedvt= 833.661 ft/min
Tangential forceWt= 791.371 lbf
Normal forceWn= 929.220 lbf
Radial forceWr= 317.812 lbf
Axial forceWx= 369.022 lbf
Size factorKs= 1.000
Load distribution factorKm= 1.320
Dynamic factorKv= 1.180
Pinion Gear
Rim thickness factorKb= 1.000 1.000
Number of load cycleNc= 1.2e+009 4.7e+008
Bending stress cycle factorYn= 0.935 0.950
Pitting stress cycle factorZn= 0.897 0.915
Expected bending stressSt= 13876.668 12441.150
Expected contact stressSc= 89625.973 89625.973
Allowable bending stress numberSat= 14838.825 13092.466
Allowable contact stress numberSac= 99967.687 97920.789
Note
After computing the values for allowable bending stress number and for allowable
contact stress number, you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to
select a suitable material. Consider first whether the material should be steel,
cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.
For instance use through-hardened steel with hardness, HB
Pinion Gear
Grade 1 220.086 188.160
Grade 2 213.729 182.295
PinEngrane
Sc = 89616.90189.6 KsiSt= 12438.63212.4 Ksi
Sac= 99957.56899.9 KsiSat= 13089.81513 Ksi
AISI 4140 OQT 1300AISI 6150 Recocido
HB= 235HB=197
TERCER TREN (ENGRANES HELICOIDALES)
Input data:
Helical Gearing
Normal pressure angle20
Helix angle =25
Normal diametral pitchPdn =7teeth/in
Face widthF =2.124in
Transmitted powerP =20hp
Rotational speed of pinionnp =390rpm
Number of pinion teethNp =28
Desired output speedng =120rpm
Design lifeL =20000h
Number of load applications per revolutionq =1
Rim thickness of pinion and geartr =11in
Bending geometry factor of pinion and gearJ =0.450.55
Pitting geometry factorI =0.215
Gear applicationOpen gearing
Elastic coefficientCp =2300
Overload factorKo =1.5
Factor of safetySF =1
Hardness ratio factorCh =1
Reliability factorKr =1
Results
Diametral pitchPd= 6.344 teeth/in
Transverse pressure anglet= 21.880
Actual output speedng= 120.000 rpm
Actual number of gear teethNg= 91
Gear ratiomg= 3.250
Qualty numberQv= 7.000
Geometry parameters
Pinion Gear
Pitch diameterD= 4.414 14.344
Outside diameterDo= 4.729 14.659
Root diametersDr= 4.019 13.950
Base circle diameterDb= 4.096 13.311
Addenduma= 0.158 in
Dedendumb= 0.197 in
Clearancec= 0.036 in
Circular pitchp= 0.495 in
Normal circular pitchPn= 0.449 in
Axial pitchPx= 1.062 in
Whole depthht= 0.355 in
Working depthhk= 0.315 in
Tooth thicknesst= 0.224 in
Center distanceC= 9.379 in
Fillet radius in basic rackrf= 0.047 in
Force and speed factors
Pitch line speedvt= 450.627 ft/min
Tangential forceWt= 1464.036 lbf
Normal forceWn= 1719.056 lbf
Radial forceWr= 587.952 lbf
Axial forceWx= 682.691 lbf
Size factorKs= 1.000
Load distribution factorKm= 1.319
Dynamic factorKv= 1.229
Face width/Axial pitchF/Px= 2.000
Pinion Gear
Rim thickness factorKb= 1.000 1.000
Number of load cycleNc= 4.7e+008 1.4e+008
Bending stress cycle factorYn= 0.950 0.970
Pitting stress cycle factorZn= 0.915 0.941
Expected bending stressSt= 23643.461 19344.650
Expected contact stressSc= 96692.185 96692.185
Allowable bending stress numberSat= 24879.738 19933.525
Allowable contact stress numberSac= 1.056e+005 1.028e+005
Note
After computing the values for allowable bending stress number and for allowable
contact stress number, you should go to the data in AGMA Standard 2001-C95, to
select a suitable material. Consider first whether the material should be steel,
cast iron, bronze, or plastic. Then consult the related tables of data.
For instance use through-hardened steel with hardness, HB
Pinion Gear
Grade 1 237.679 204.392
Grade 2 228.906 196.297
Material:
PinEngrane
Sc = 96750.589
96.7 KsiSt=23644.507
23.6 Ksi
Sac= 1.057e+005
100.5 KsiSat= 24880.838
24.8 Ksi
AISI 6150 OQT 1300
AISI 6150 Recocido
HB= 241HB=212
CALCULO DE LAS DIMENSIONES DE LA CAJA DEL REDUCTOR
C=C= Distancia entre centros Dw= Dimetro de paso del pin Dg= Dimetro de paso del engrane
Primer Tramo:C1= 5.725 in
Segundo Tramo: C2=5.724 in
Tramo Total: Ct= C1+C2Ct= 15.103 in
DISEO DE EJES
CALCULO DE LAS FUERZAS DE PION Y ENGRANE (PRIMER TREN)
ANALISIS DE FUERZAS
Datos de fuerza que actan en el eje de entrada:
CALCULO DE LAS FUERZAS DE PION Y ENGRANE (SEGUNDO TREN)
Segundo Par ( Engranes Helicoidales)
Wt= 791.371 lb
Wr = 317.812 lb
Wx= 369.022 lb
Wn= 929.220 lb
3.1 NORMATIVA.-3.2 DISEO.-3.3 CONDISIONES Y CONSIDERACIONES.-4 CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES5 BIBLIOGRAFIA6 ANEXOS PLANOS