Informe Del Proyecto Final 2015-2

8/16/2019 Informe Del Proyecto Final 2015-2

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INSTITUTO SUPERIOR TECNOLÓGICO TECSUP AREQUIPA

DEPARTAMENTO DE MECÁNICA

MANTENIMIENTO DE MAQUINARIA PESADA

DISEÑO Y FABRICACIÓN DE UN MULTIPLICADOR DE PAR CON

ACCIONAMIENTO NEUMÁTICO

INTEGRANTES:

Bedregal Castellano, Lizbeth

Centeno Ylaquita, Angel

Chucuya Chipana, Yeyson

Coaquira Coaquira Kenyo

Lara Huallipe, Leonardo

Marquina Calloapaza, Jorge

Pacsi Nina, Ronald

Pucho Medina, John

Quispe Lloclle, Victor

Torres Velasquez, Victor

Trelles Maque, Itamar

Arequipa, Noviembre de 2015


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ÍNDICE

Introducción………………………………………………………………………. 3

CAPÍTULO I

COMPRENSIÓN DE LA SOLICITUD

1.1 Problemática- necesidad………………………………………………….. 4

1.2 Estado de la tecnología…………………………………………………… 5

1.3 Análisis de la situación del problema (Técnica-económica)……………... 9

1.6 Lista de exigencias……………………………………………………….. 13

1.8 Plan de trabajo……………………………………………………………. 18

CAPÍTULO II

CONCEPCIÓN DE LA SOLICITUD

2.1 Secuencia de operaciones………………………………………………… 21

2.2 Caja negra………………………………………………………………… 22

2.3 Matriz morfológica………………………………………………………. 22

2.4 Comprobar las posibilidades de realización……………………………… 23

2.5.Presupuesto………………………………………………………………. 26

2.6 Información teórica……………………………………………………… 26

CAPÍTULO IIIELABORACIÓN DEL PROYECTO

3.1 Memoria de cálculos……………………………............................................ 27

3.2 Pruebas de tracción de los materiales…………………………………….. 90

CAPÍTULO IVELABORACIÓN DE DETALLES PROYECTO

4.1 Plan de fabricación y montaje………………………………………… 104

4.2 Planos de ensamble y de despiece……………………………………. 115

4.3 Esquema neumático………………………………………………….. 130

4.4 Manual de mantenimiento……………………………………………. 138

4.5 Bibliografía…………………………………………………………….. 154


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INTRODUCCIÓN

Para muchas empresas en donde se busca facilitar los trabajos para poder mejorar la

calidad del producto, se ponen en marcha diversos proyectos que cumplan con las

necesidades de dichas empresas, creando o diseñando máquinas simples o complejas que

ayuden en el campo de producción, estas invenciones pueden significar una gran mejoría

en el desenvolvimiento de la empresa, de sus trabajadores y de sus usuarios.

El uso de un convertidor de par para extraer pernos de una manera más fácil y con

un mínimo de esfuerzo, es un sistema que usan muchas empresas para realizar dicho

trabajo. Es por ello que la elaboración de convertidor de par que nos permitan realizar este

tipo de tareas resulta ser una herramienta esencial en una fábrica o taller.

La propuesta de este tema de proyecto integrador nace a partir de la necesidad de

los talleres que desean que extraer los pernos de tal manera que ahorren esfuerzo y tiempo,

es por ello que proponemos un convertidor de par con accionamiento neumático para que

realice este trabajo de forma más práctica y segura

El informe del proyecto que se presenta está dividido en cuatro capítulos, el primer

capítulo se encuentra todo lo relacionado con la comprensión de la solicitud incluyendo la

lista de exigencias y un adecuado análisis técnico económico que se requiere para la

realización del proyecto. En el segundo capítulo se encuentra la concepción de la solicitud

en donde se presenta una matriz morfológica que orienta el trabajo a realizar. En el tercer

capítulo denominado Elaboración del proyecto, se encuentra la memoria de cálculos así

como las pruebas de tracción de los materiales con los cuales se ha fabricado este trabajo.

En el cuarto capítulo se encuentra todo lo relacionado a la elaboración de detalles, donde

encontramos todo los planos, plan de fabricación y el manual de mantenimiento.


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CAPÍTULO I

COMPRENSIÓN DE LA SOLICITUD

1.1 PROBLEMÁTICA – NECESIDAD

La idea de construir un multiplicador de par neumático se desarrolla a partir de la necesidad

de generar altos torques utilizando una pequeña, pero considerable fuerza. Esto se basa en el

principio de transmisión de fuerza.

De esta forma hemos ideado un modelo que pueda cumplir con ciertas características y

requerimientos pensados para el óptimo desarrollo de esta herramienta así como para

brindar facilidades a los operarios de esta herramienta y son las siguientes:

• La calidad de las uniones debe ser mayor que la de las llaves comunes y corrientes.

• Su diseño compacto y la carcasa deben brindar gran robustez. Para que gracias a

ello, los multiplicadores sean casi indestructibles.

• La tecnología usada en el modelo debe ser de alto rendimiento para permitir una alta

velocidad de trabajo

• El manejo de la herramienta debe ser sencillo para poder manejarlo con una mano y

activarlo con un dedo para así poder generar una mayor comodidad para el operario.

• Se debe incorporar filtros de reducción de ruido para evitar molestias es decir que si

se desea se pueden suministrar con silenciadores para reducir las emisiones

acústicas.

• Deben poseer gran calidad y repetitividad de atornillado frente a otras herramientas

que puedan cumplir la misma función.

• Si se desea se pueden suministrar con silenciadores para reducir las emisiones

acústicas.


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5

• Una condición previa para los par de aprietes podría ser una presión de servicio de

2-7 bares con un caudal de aproximado de 10-15 l/s y teniendo en cuenta que la

exactitud del par depende de la estabilidad del sistema de suministro.

El plazo para entregar el equipo de extracción de pernos utilizando un convertidor de parcon accionamiento neumático es la semana Nº17 correspondiente al mes par del año

académico 2015, en el caso de no cumplir con este plazo el contratante TECSUP,

sancionará la falta de manera académica.

1.2 ESTADO DE LA TECNOLOGÍA

Estado de la tecnologa

Actualm!t ! l m"ca#$ %&'t! 'ta' (""am&!ta' mult&)l&ca#$"' # t$"*u !um+t&c$)"&!c&)alm!t ##$' m)"'a' *u ,a-"&ca! 'ta' ma*u&!a'

Ima.! 1/ M$#l$ # )&'t$la # t$"*u

Como se ve la empresa Pneutorque diseña y fabrica esta herramienta con las siguientesespecificaciones:


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0

Ima.! 1/1/ Ta-la # "a!.$ # al$"' # t$"*u *u )u# a)l&ca"'

Otro fabricante es la empresa ALKITRONIK con un diseño similar al mostradoanteriormente. Los multiplicadores de par neumáticos de alkitronic dejan a losdestornilladores neumáticos convencionales muy atrás y rápidamente olvidados. Nuestrosmultiplicadores de par no “percuten” (a diferencia de las llaves de impacto convencionales),

sino que giran continuamente ofreciendo, así, más precisión y un rendimiento mucho mayorcon menor necesidad de reparaciones. ¡También para uso en entornos explosivos!

En este link se muestran 2videos del funcionamiento y los componentes de esta herramienta

http://www.servitoolsas.com/multiplicadores-de-torque-controlado-neumaticos/

Ventajas de los multiplicadores de par neumáticos de alkitronic


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• La calidad de las uniones es claramente mayor que la de las llaves hidráulicas o de

impacto.

• Su diseño compacto y la carcasa de aluminio le dan una gran robustez. Gracias a

ello, los multiplicadores son casi indestructibles.

• Su equipo de alto rendimiento permite una alta velocidad de trabajo.

• El sencillo manejo del conmutador basculante para un dedo permite una mayor

comodidad para el operario.

• Los multiplicadores pueden ser utilizados en entornos explosivos.

• Opcional: filtros de reducción de ruido, 2 velocidades de montaje en serie para

conseguir mayor rapidez, etc.

Aplicaciones

• Apretar o aflojar de uniones atornilladas complicadas gracias a la rotación continua.

• Óptimo para uniones roscadas en áreas con riesgos de explosión.

• alkitronic CLS, atornilladores rápidos y compactos con un par de apriete de entre 60

Nm hasta 3.500 Nm.

• alkitronic CLD, atornilladores confortables y robustos con un par de apriete de entre

160 Nm hasta 9.800 Nm, motor giratorio.

• alkitronic CLS2, atornilladores de dos velocidades de gran potencia para atornillar

con un par de apriete de entre 120 Nm hasta 48.000 Nm.


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Ima.! 2/ A)l&cac&! ! #'m$!ta

Ima.! 3/ A)l&cac&! ! l m$!ta # )&6a'

Ima.! 4/ T&! acc'$"&$' )a"a #&"'&,&cac&!


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1.3 ANÁLISIS DE LA SITUACIÓN DEL PROBLEMA

1.3.1 POSIBILIDADES DE REALIZACIÓN DEL DISEÑO

!"#"!"! Acc$ona%$ento Mec&n$co'• Se trata de la llave propiamente dicha esta apareció mucho antes de disponer de aire

comprimido o energía eléctrica, aplicando el principio de llave común y martillo. En

la figura de abajo vemos la apariencia de una llave de impacto manual. No obstante

debemos tener en consideración que estas consumen mucho tiempo y son un tanto

difíciles de manejar.

!"#"!"( Acc$ona%$ento Ne)%&t$co'• Requiere de un compresor de aire para proporcionar el aire comprimido que actúa

como fuerza motriz para impulsar la herramienta. Dado que el consumo de aire de


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una llave de impacto neumática es bastante alto, se necesita un compresor de la

magnitud suficiente para suministrar el aire con eficacia. Presentan distintos

tamaños y potencias, desde los modelos que pueden manejarse con una sola mano

hasta los que exigen la intervención de dos personas, por lo que cada uno se adapta a

las necesidades del usuario.• Sin embargo, el inconveniente que tienen las llaves de impacto neumáticas es que

son muy poderosas y difíciles de regular, ya que no poseen gatillo con velocidad

variable. Esto significa que son ideales para extraer pernos y bulones de gran tamaño

que están muy apretados u oxidados, pero no pueden actuar sobre pasadores

pequeños u otros objetos delicados sin romperlos, descabezarlos o desgarrarlos. Por

lo tanto, si buscamos una herramienta tradicional que nos permita trabajar durante

largos períodos de tiempo, la llave de impacto neumática es una buena opción. Pero

si necesitamos una llave que pueda funcionar a varios niveles de potencia diferentes,o si no contamos con espacio para instalar un compresor, entonces es conveniente

buscar otro tipo.

!"#"!"# Acc$ona%$ento El*ct+$co con ca,le'• Estas proporcionan un desempeño similar a las llaves de impacto neumáticas de

tamaño similar, pero no hay variedad de tamaños. El cuerpo de una llave de impacto

eléctrica con cable es ligeramente mayor al de una llave de impacto neumática

comparable. Esto es necesario por el motor eléctrico, que debe ser más grande que


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un motor neumático correspondiente de la misma fuerza. Sin embargo, salvo en

zonas de trabajo estrechas, son aproximadamente equivalentes en comodidad.

• La gran ventaja de las llaves de impacto con cable sobre las neumáticas es que no se

necesita un compresor. Se pueden utilizar en cualquier lugar donde exista energía

eléctrica disponible. Sin embargo, este detalle presenta sus inconvenientes, ya que adiferencia de todas las demás llaves de impacto, puede existir riesgo de

electrocución, no se puede trabajar en lugares húmedos y el cable puede ser un

impedimento para el acceso de la herramienta a lugares distantes del tomacorriente.

!"#"!"- Acc$ona%$ento El*ct+$co Inal&%,+$co'

• Permiten incorporar accesorios para extraer pernos grandes, sino también pequeños

y son perfectas para usar en espacios reducidos ya que no tienen cables ni requieren

la conexión de mangueras. Se alimentan por baterías de iones de Litio que van de 18

a 28 V. También hay modelos que emplean baterías de níquel-cadmio. Cada tipo de

batería tiene propiedades diferentes: las baterías de Li-ion ofrecen mucha más


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potencia, lo que permite que la herramienta se pueda utilizar más tiempo entre

recargas y además se recargan mucho más rápido. Las baterías de Ni-Cd permiten

un mayor consumo de corriente. Independientemente del tipo de batería, las llaves

de impacto inalámbricas son menos poderosas que las provistas con cable o las

neumáticas, y la gran mayoría sólo ofrece la mitad de potencia que aquellas.Además, el uso infrecuente de la herramienta agota la vida útil de la batería, por lo

que es preferible no guardarlas por tiempos prolongados.

• Sin embargo su portabilidad las hace únicas. De todos los tipos de llaves de impacto

disponibles, las inalámbricas son la mejor opción para usar en la extracción de

tornillos muy ajustados u oxidados sin romperlos. El menor par de torsión, junto con

un mayor control, posibilita el uso de estas llaves de impacto en las aplicaciones más

delicadas.

Pistola NeumáticaPistola Eléctrica concable

Pistola EléctricaInalámbrica

Potencia Excelente Buena No siempre buena

Conexión parafuncionar

Necesita compresor de

aire

Necesita corriente

eléctrica

Autónoma (a

batería)


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13

Costo comparativoEl más bajo (sin

compresor)Intermedio El más alto

Tamaño comparativo El más pequeño Más grande El más grande

Seguridad eléctrica Sin ningún riesgo Riesgo de electrocución Sin ningún riesgo

1.3.2 CUESTIONARIO DE PREGUNTAS AL CLIENTE ACERCA DEL

PROYECTO:

1. ¿Cuál es el objetivo de este proyecto?

- Realizar un Multiplicador de Torque.

2. ¿Cuáles son las instrucciones específicas del proyecto?

- El Multiplicador de Torque debe ser activado neumáticamente.

3. ¿Tiene alguna información/experiencia acerca de este proyecto?

- Contamos con información básica sobre el concepto de multiplicación de

fuerza, basándose eso en el cálculo de Engranes.

4. ¿Cuál es la exigencia técnica de este proyecto?

- Debe acoplarse a diversos pernos y tornillos, recalcando además que debe

funcionar activándose neumáticamente.

5. ¿Este proyecto tendrá que ser actualizado o revisado en algún momento?

- Sí, para llegar al producto final este proyecto debe revisarse constantemente

para asi poder encontrar mejoras y tener un producto final de alta calidad.

6. ¿Se cuenta con todos los recursos necesarios para realizar el proyecto?

-

7. ¿Cuál es el presupuesto para la realización del proyecto?

-

8. ¿Cuál es el plazo de entrega?

-


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14

9. ¿Cuáles son los riesgos para este proyecto?

- Muchas veces el mal uso de la herramienta puede causar daños serios en

nuestro cuerpo teniendo en cuenta que la fuerza obtenida es relativamente

alta.

1.3.3 ANÁLISIS TÉCNICO ECONÓMICO

Analizamos el proyecto de forma técnica y de forma económica para poder

comprobar la posibilidad que tiene de ser realizados, por lo tanto obtuvimos los siguientes

resultados:

A) Forma técnica:

Aquí tuvimos que tomar muchas referencias una de ellas fue la revisión de bibliografía,videos y demás en donde se pudo encontrar diferentes maneras de diseñar y crear un

multiplicador de torque.

A continuación pasamos a diseñar pequeños bosquejos de lo podría ser un paquete de

engranajes planetarios para un pistola que pueda ajustar y desajustar pernos.

Por lo tanto podemos deducir de forma clara que el proyecto tiene una alta probabilidad de

que se desarrolle y esta cumpla todos los requerimientos que nos piden, por lo cual este

proyecto sea de utilidad.

B) Forma económica:

Tuvimos que revisar todo y nos dimos cuenta que las herramientas que vamos usar para

mecanizar y desarrollar las piezas se encuentran en la institución por lo tanto estimamos un

precio el cual no cubre mano de obra porque nosotros mismos lo elaboraremos, lo único que

nos va costar es las planchas de acrílico, los pernos y arandelas lo que hace un costo de


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15

aproximadamente de S/.300, este dinero será divido entre todos los integrantes (11 alumno)

; nos saldría aproximadamente s/28 soles por alumno.

Por lo que estimamos en costo vimos que nos es muy elevado el costo, por lo tanto vimos

que es muy factible realizar el proyecto.

!"- LISTA DE E.I/ENCIAS

LISTA DE E.I/ENCIAP+.&!a:81982

E#&c&!: 81

PROECTO Diseño de una maquina multiplicadora de torque con

accionamiento neumático, cuadro de entrada y de salida para

generar torques en un rango de 0.5 a 2 N.m.

;c(a:18987915

R&'a#$:

Cl$ente' Inst$t)to Tecnol0g$co TECSUPEla-$"a#$:

Alum!$'Fec1a2ca%,$os3

Deseo oe4$genc$a

Desc+$5c$0n Res5onsa,le

10/09/15 E

Función Principal

El multiplicador de par neumático es una herramienta de

precisión que multiplicará la torsión de entrada exactamente

por el índice especificado. Con engranaje planetario que logra

gran torque de salida a partir de poco torque de entrada.

Alumnos

10/09/15 E

Geometría

La cubierta exterior del multiplicador, debe rotar en la

dirección contraria a la torsión de entrada a no ser que se ajuste

un brazo de reacción a la corona circular. Sin el brazo de

reacción (brazo de apoyo), no se deberá aplicar ningún tipo de

torsión a través del cuadro transmisor.

El multiplicador de par neumática con engranaje planetario de

índice mediano (10:1 o más) necesitará cierta cantidad de

retorno (contragolpe) para estar ajustado antes de realizarcualquier trabajo de apriete en la tuerca. En cualquier caso se

ajusta un trinquete antirretorno para retener todas las fuerzas

de retorno.

Alumnos

ECinemática

Alumnos


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10

Se producirá movimientos de rotación de engranes tipo

planetario que producirá el par de torque necesario en la

velocidad tangencial y su reacción de la velocidad angular para

multiplicar el par de entrada producido por un motor

neumático.

10/09/15 E

Fuerza

El proceso requerirá la transmisión en el cuadro de salida de

una fuerza de torsión variable regulada por un sistema

neumático unido con un sistema de engranajes planetarios, el

cual suministra el par requerido para cada operación.

Alumnos

10/09/15 D

Energía

La energía a utilizar, es el aire comprimido que genera

presiones de hasta 8 Bar, el cual se conecta a un motor

neumático en serie y a un sistema de amplificación por medio

de engranajes, cuya fuerza de torque en la salida debe de ser

regulable.

Alumnos

10/09/15 D

Mantenimiento

La máquina deberá poder ser desarmada para labores de

mantenimiento, además deberá contar con un sistema de

lubricación sin que se deban realizar maniobras complejas.

Alumnos

10/09/15 D

Uso

Se deberá evitar el contacto físico de cualquier tipo con el

sistema de multiplicación de par, así como la entrada o la

salida de la fuerza de torque; para lo cual se deben de disponer

de los seguros necesarios.

Alumnos

10/09/15 E Materiales Alumnos


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1

!"6 PLAN DE TRABA7O

ETAPA

6 t a S e m a n a

7 m

a S e m a n a

8 v

a S e m a n a

9 n

a S e m a n a

1 0 m a S e m a n a

1 1 v a S e m a n a

1 2 v a S e m a n a

1 3 v a S e m a n a

1 4 v a S e m a n a

1 5 v a Y 1 6 v a

S e m a n a

1 8 v a S e m a n a

Evaluación delProyecto

Comprensiónde la solicitud

Concepción dela Solución

Desarrollo delProyecto

Elaboracióndel Proyecto

Elaboracióndel Detalle

Ejecución delProyecto

Fabricacióndel Proyecto

Pruebas yEnsayos

Presentacióndel Informe

Sustentacióndel Informe

1.5.1 Evaluación del Proyecto:

a) Compresión de la Solicitud.

Analizamos que trabajo debemos realizar, nos informamos sobre el trabajo que

debemos realizar, aquí reconocemos las partes de una pistola neumática


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multiplicadora de torque para tener una idea clara de lo que necesitamos para

nuestro proyecto.

b) Concepción de la Solución.

Luego de tener una idea clara de lo que trata nuestro proyecto, pasamos a dar

posibles soluciones para nuestro proyecto y nos quedamos con la más viable por

tema de costos y elaboración.

1.5.2 Desarrollo del Proyecto:

a) Elaboración del ProyectoNos enfocamos en lo primordial del informe, las piezas, precios, datos

importantes, etc, para proceder a hacer los cálculos necesarios. Elaboramos

planos para nuestro proyecto y según los cálculos vemos si es lo correcto o si

necesitan mejoras.

b) Elaboración del Detalle

Se hacen todos los cálculos necesarios para la fabricación de la pistola

neumática multiplicadora de torque, cálculo detallado de las partes necesarias

para la fabricación y para abastecer los estándares de una pistola neumática

multiplicadora de torque. Se calculó la potencia que iba a transmitir a través de

los engranajes y cuál era su factor de reducción.

1.5.3 Ejecución del Proyecto:

a) Fabricación del Proyecto

Se procede a armar la pistola neumática, luego de haber hecho los cálculos

respectivos.

Semana 11 y 12 y 13: Nos encargamos de hacer los engranajes planetarios

mediante el uso de la cortadora laser y algunos con el uso de la impresora 3D el

material usado para la cortadora laser fue el acrílico y para la impresora 3D fue

el MDF. En estas semanas también se hicieron las pruebas del material y de su

dureza.


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Semana 13: Se pasó a hacer dibujos de la carcasa para los engranajes en el

programa de diseño SolidWorks para luego pasar a imprimirlos.

Semana 14: Debido a que nuestro proyecto es de accionamiento neumático se

hizo una extensión a la carcasa por donde entraría el motor neumático se hizo

mediante el SolidWorks y con la impresora 3D.Semana 15: Se hicieron los últimos detalles de la pistola neumática, se usó más

la impresora 3D para la elaboración de todo el proyecto.

b) Pruebas y Ensayos

Se hacen pruebas para evaluar la efectividad y el buen funcionamiento de

nuestra pistola neumática multiplicadora de torque.

Semana 15: Se midió el torque para ver si era la adecuada para lo que se fabricó,

de no ser el caso se hubiera procedido a hacer algunos ajustes y arreglos a loscálculos.

c) Presentación del Informe

Se presenta el informe de toda la elaboración del proyecto teniendo en cuenta

todos los cursos a los que están abocados.

d) Sustentación del Informe

Se realiza una presentación frente a los profesores para sustentar nuestro

proyecto sobre los cálculos y dar conocer los beneficios de nuestro producto

fabricado.


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CAPÍTULO II

CONCEPCIÓN DE LA SOLICITUD

2.1 SECUENCIA DE OPERACIONES

Recibir la pieza de lacual se desea extraer

los pernos

Preparar el convertidorde par con

accionamientoneumático para e trabajo

Colocar los pernosColocar los pernos demanera ordena en la

zona demantenimiento.

Extraer los pernos

Entregar la pieza conlos pernos ajustados

adecuadamente

SECUENCIA DEOPERACIONES


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22

2.2 CAJA NEGRA

2.3 MATRIZ MORFOLÓGICA

A&" c$m)"&m$


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23

2.4 COMPROBAR LA POSIBILIDAD DE REALIZACIÓN

Analizamos el proyecto de forma técnica y de forma económica para poder

comprobar la posibilidad que tiene de ser realizados, por lo tanto obtuvimos los siguientesresultados:

2.4.1 EVALUACIÓN TÉCNICA

EVALUACIÓN TÉCNICA Proyecto integrador

Proyecto: Diseño de una maquina multiplicadora de torque conaccionamiento neumático, para generar torques en un rango por debajo de120 N.m.

P: puntaje de 0 a 4 (escala de valores según VDI2225)

0= No satisface, 1= Aceptable a las justas, 2= Suficiente, 3=Bien, 4=Muybien (ideal)

G: es el peso ponderado y se da en función a la importancia de loscriterios de evaluación

Criterios de evaluación para diseño en fase en conceptos y proyectos

Variables de

concepto/Proyectos

Solución 1

S1

Solución 2

S2

Solución 3

S3

Solución 4

S4

Nro.Criterios deevaluación

g p gp p gp p gp p gp

1 Acero 4 3 12 2 8 4 16 4 16

2Número depiezas

4 2 8 3 12 3 12 3 12

3Costo de

MADERA

3 3 12 3 12 3 12 3 9

4N° detrabajadores

3 3 9 4 12 4 12 4 12

5CostoTecnológico

3 4 12 3 9 3 9 3 9


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6Costo demadera MDF

3 4 12 3 9 4 12 3 9

7Pinturaesmalte ¼ degalón

3 4 12 4 12 4 12 3 9

8Plancha de

TRIPLAY3 3 12 4 16 4 16 3 9

9Elemento deejestorneados

3 3 9 3 9 3 9 4 12

10 auxiliares 4 3 12 3 12 4 16 4 16

Puntaje Máximo ∑po ∑gp 37 32 110 32 111 36 126 34 113

Valor técnico Xi 0.82 0.64 0.82 0.63 0.92 0.59 0.91 0.65

2.4.2 EVALUACION ECONOMICA

EVALUACION ECONOMICA Proyecto integrador

Proyecto: Diseño de una maquina multiplicadora de torque con accionamiento neumático,para generar torques en un rango de 50 a 80 N.m.

P: puntaje de 0 a 4 (Escala de valores según VDI 2225)0 = No satisface, 1 = Aceptable a las justas, 2 = Suficiente, 3 = Bien, 4 = Muy bien(ideal)g: es el peso ponderado y se da en función de la importancia de los criterios de evaluación

Criterios de evaluación para diseños en fase de conceptos o proyectos

Variantes de Concepto/

Proyectos

Solución 1

S1

Solución 2

S2

Solución 3

S3

Solución 4

S4

Nro. Criterios deEvaluación

g p gp p gp p Gp p Gp

1Número depiezas

4 3 12 3 12 3 12 4 16

2Fáciladquisición delos materiales de

3 2 6 1 3 3 9 3 9


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25

fabricación

3 Productividad 4 3 12 3 12 4 16 4 16

4 Costos diversos 4 2 8 2 8 4 16 3 12

5 Nº de operarios 3 4 12 4 12 4 12 3 9

6Costo detecnología

3 3 9 1 3 3 9 3 9

7 Fac. de montaje 3 4 12 3 9 2 9 3 9

8Fácilmantenimiento

4 3 12 3 12 4 16 3 12

9Costos deoperario

3 4 12 2 6 3 9 3 9

10 Transporte 3 2 6 2 6 3 9 3 9

Puntajemáximo∑ ∑ 35 28 101 24 83 32 117 34 114Valor Económico Yi 0.80 0.53 0.68 0.71 0.94 0.57 0.97 0.61

RESUMEN: solución cuatro

Se decidió escoger la solución uno debido a que es la que mejor cumple con los parámetrosdeseados en cuanto al aspecto técnico, además de cumplir con algunas de las observaciones

ya mencionadas anteriormente.

En la gráfica ultima podremos observar la tendencia que muestra la curva asía esta

solución.


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2.5 PRESUPUESTOEl presupuesto está basado en los costos que se realizaron en la herramienta prototipo

Criterios económicos a

considerar

Cantidad Precios (S/.)

Planchas de acrílico de 5 mm 2 180

Mano de obra - -

Transporte - 20

Tonillos de ajuste 16 40

Arandelas para el ajuste 10 10

Carcaza 1 50

TOTAL 300

2.6 INFORMACIÓN TEÓRICA2.6.1 FUNDAMENTACIÓN TEÓRICA

Actualmente existe un creciente interés en el modelado de transmisiones mediante engranajes,

debido a las altas exigencias de par, velocidad, compacidad y fiabilidad que estos sistemasmecánicos deben satisfacer. Cuanto mayor sea el conocimiento disponible sobre el

comportamiento del sistema, así como sobre los distintos fenómenos subyacentes durante su

funcionamiento, mejores serán las posibilidades del diseñador de satisfacer aquellas

demandas.

Debido a su configuración espacial, las transmisiones planetarias son particularmente

complicadas de modelizar. Sin embargo, dada la importancia crítica que estos sistemas tienen,

por su utilización en la industria aeroespacial, en aplicaciones de generación energética y en la

industria automovilística, su estudio mediante modelos es muy Interesante y potencialmenterentable.

Una de las ventajas fundamentales que las transmisiones planetarias presentan frente a las

convencionales es su compacidad. Para elevados pares repartiendo así la potencia entre varios

piñones, de manera que la carga por unidad de Ancho de diente permanece contante en su

valor nominal, mientras que el par total Transmitido se multiplica. Las transmisiones


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2

planetarias utilizan esta solución, presentando además una gran versatilidad y elevadas

relaciones de transmisión, siendo las más

Compactas y ligeras de las transmisiones mediante engranajes.

En condiciones ideales, cada uno de los piñones (planetas) entre los que se divide la carga en

una transmisión planetaria transmite la misma potencia que los demás. Sin embargo, en lossistemas reales existen inevitables desviaciones, debidas a errores de fabricación y Tolerancias,

que provocan que la potencia no sea repartida de manera equitativa entre cada uno de los

diferentes planetas. Esta diferencia en el reparto de la carga deriva en problemas de fiabilidad

(valores de carga por ancho de diente mayores que los nominales) y en un peor

comportamiento dinámico.

2.6.2 Esquema y funcionamiento

Los componentes de un conjunto de engranajes planetarios se muestran en la figura

los engranajes planetarios (1) están contenidos en un portador (2). El engranaje exterior se

llama corona (3). El engranaje del centro se llama engranaje central (4).

Los componentes del conjunto de engranajes planetarios se llaman así debido a que se mueven

en forma parecida al sistema solar. Los engranajes planetarios giran alrededor del engranaje

central justo como los planetas del sistema solar giran alrededor del Sol.

En la transmisión se requiere menos espacio si los conjuntos de engranajes planetarios se

utilizan en vez de engranajes de dientes externos, debido a que todos los engranajes pueden

estar dentro de la corona.Otra ventaja de la corona es que se puede tener el doble de contacto de dientes que en los

engranajes de dientes externos. Los engranajes de dientes internos son más resistentes y de

mayor duración que los de dientes externos.


28/155

2

Cuando un engranaje de dientes externos es impulsado mediante otro de dientes externos, los

dos engranajes giran en sentido opuesto. Cuando un engranaje de dientes externos y uno de

dientes internos están conectados, girarán en el mismo sentido.

Los engranajes planetarios giran libremente en sus cojinetes y el número de dientes no afecta la

relación de los otros dos engranajes. Con conjuntos de engranajes planetarios hay normalmentetres o cuatro engranajes planetarios que giran en cojinetes.

En un conjunto simple de engranajes planetarios con un engranaje central que tenga 30 dientes

y una corona que tenga 90 dientes, el número efectivo para portador es de 120 dientes. Esto se

calcula sumando el número de dientes del engranaje central con el número de dientes de la

corona:

Para calcular la relación de engranajes de este conjunto de engranajes, divida el número de

dientes del elemento impulsor entre el número de dientes del elemento impulsado.

30 + 90 = 120 (S+R = C)

Para calcular la relación de engranajes de este conjunto de engranajes, divida el número dedientes del elemento impulsor entre el número de dientes del elemento impulsado. Por

ejemplo, si el engranaje central es el elemento impulsor, la corona el elemento impulsado, con

el portador fijo, la relación sería:

90/30 ó 3:1

Si el portador es el miembro impulsor y la corona es el miembro impulsado, con el engranaje

central fijo, la relación sería:

90/120 ó 0,75:1

Hay ocho posibles condiciones que pueden usarse con un conjunto simple de engranajesplanetarios.

Todos los conjuntos planetarios siguen reglas básicas. El conocimiento de las reglas

presentadas a continuación ayudará a entender la operación de las servo transmisiones

planetarias.

• Dos engranajes externos conectados (engranaje central y engranajes planetarios) girarán en

sentidos opuestos.


29/155

27

• Un engranaje interno (corona) y un engranaje externo (planetario) en conexión girarán en la

misma dirección.

• Debe haber un elemento de entrada y un elemento fijo para obtener salida de un conjunto de

engranajes planetarios (excepto en mando directo).

• Cuando dos miembros cualesquiera de un conjunto de engranajes planetarios se impulsan enel mismo sentido, a la misma velocidad, resultará una relación de mando directo de 1:1

• Un portador siempre seguirá su entrada.

• Si un portador es el elemento impulsor, habrá un sobre mando.

• Si un portador es el elemento de salida, habrá una reducción.

• Si un portador está fijo, resultará en reducción de retroceso

2.6.2.1 Conjunto de engranajes planetarios (REDUCCIÓN DE AVANCE)

Los cambios de velocidad, sentido y par se obtienen restringiendo o impulsando

los diferentes componentes del conjunto de engranajes planetarios. Hay muchas combinaciones

posibles. Para transmitir la potencia a través de un conjunto planetario, un miembro se

mantiene fijo, otro es el impulsor y otro es el impulsado.

Con la corona como entrada y el portador como salida los engranajes planetarios se moverán

alrededor del engranaje central fijo y el conjunto de engranajes estará en REDUCCIÓN DE

AVANCE.


30/155

38

2.6.2.2 Conjunto de engranajes planetarios (REDUCCIÓN MÁXIMA DE

AVANCE)

Con el engranaje central como entrada y el portador como salida los engranajes planetarios se

moverán alrededor del interior de la corona fija y el conjunto de engranajes estará en

REDUCCIÓN MÁXIMA DE AVANCE.

2.6.2.3 Conjunto de engranajes planetarios (SOBREMANDO DE AVANCE)

Con el portador como entrada y la corona como salida los engranajes planetarios se moverán

alrededor del engranaje central fijo y el conjunto de engranajes estará en SOBREMANDO DE

AVANCE.

2.6.2.4 Conjunto de engranajes planetarios (SOBREMANDO MÁXIMO DE

AVANCE)


31/155

31

Con el portador como entrada y el engranaje central como salida los engranajes

planetarios se moverán alrededor del interior de la corona fija y el conjunto de

engranajes estará en sobre mando máximo de avance.

Para este modelo de diseño se toma una de las configuraciones que tienen lossistemas planetarios, (REDUCCIÓN MÁXIMA DE AVANCE) , Con el

engranaje central como entrada y el portador como salida, los engranajes

planetarios se moverán alrededor del interior de la Corona fija y el conjunto de

engranajes estará en REDUCCIÓN MÁXIMA DE AVANCE. Por ende

tendremos un mayor torque de salida.


32/155

32

CAPÍTULO IIIELABORACIÓN DEL PROYECTO

A. CUADRO DE DETALLE DE CÁLCULOS PARA EL DISEÑO DE UNMULTIPLICADOR DE PAR CON SISTEMA DE ENGRANAJES PLANETARIOS.

N8 ESPECIFICACIÓN P&g"

3.1.1 REQUISITOS DE POTENCIA Y PAR DE TORSIÓN. 393.1.1.1 Relaciones de velocidad, par de torsión y engranajes

3.1.1.1.1 Primera ley de los engranajes planetarios3.1.1.1.2 Numero de dientes de la corona, solar y planeta3.1.1.1.3. Relación de transmisión3.1.1.1.4. Velocidad y par para la transmisión

39

3.1.2 ANÁLISIS DE FUERZAS EN EL PAQUETE PLANETARIO 473.1.2.1 Primer paquete planetario

3.1.2.1.1 Análisis de fuerzas en el primer solar3.1.2.1.1.1 Fuerza tangencial en el primer solar3.1.2.1.1.2 Fuerza radial en el primer solar

3.1.2.1.2 Análisis de fuerzas en los planetas3.1.2.1.2.1 Fuerza tangencial en los planetas3.1.2.1.2.2 Fuerza radial en los planetas

3.1.2.1.3 Análisis de fuerzas en el porta planetario3.1.2.1.3.1 Fuerza de corte entre el porta planetario y planetas

48

3.1.2.2 Segundo paquete planetario3.1.2.2.1 Análisis de fuerzas en el primer solar

3.1.2.2.1.1 Fuerza tangencial en el primer solar3.1.2.2.1.2 Fuerza radial en el primer solar


3.1.2.2.3 Análisis de fuerzas en el porta planetario2.2.3.1 Fuerza de corte entre el porta planetario y planetas

52

3.1.2.3 Tercer paquete planetario

3.1.2.3.1 Análisis de fuerzas en el primer solar3.1.2.3.1.1 Fuerza tangencial en el primer solar3.1.2.3.1.2 Fuerza radial en el primer solar


3.1.2.3.3 Análisis de fuerzas en el porta planetario2.3.3.1 Fuerza de corte entre el porta planetario y planetas

57


33/155

33


3.1.2.4 Cuarto paquete planetario3.1.2.4.1 Análisis de fuerzas en el primer solar

3.1.2.4.1.1 Fuerza tangencial en el primer solar3.1.2.4.1.2 Fuerza radial en el primer solar

3.1.2.4.2 Análisis de fuerzas en los planetas

3.1.2.4.2.1 Fuerza tangencial en los planetas3.1.2.4.2.2 Fuerza radial en los planetas

3.1.2.4.3Análisis de fuerzas en el porta planetario2.4.3.1 Fuerza de corte entre el porta planetario y planetas

58

3.1.3ANÁLISIS DE ESFUERZOS EN LOS DIENTES DELENGRANAJE 61

3.1.3.1 Esfuerzo permisible en el primer solar

3.1.3.2 Esfuerzo permisible en el segundo solar

3.1.3.3 Esfuerzo permisible en el tercer solar

3.1.3.4 Esfuerzo permisible en el cuarto solar

3.1.3.5 Ficha técnica del Acero AISI SAE 4140

3.1.3.6 Factor de seguridad por flexión

3.1.4CALCULO DE DESGASTE Y FACTOR DE SEGURIDAD PORDESGASTE 70

3.1.4.1 Definición de factor de seguridad SH

3.1.4.1.1 Términos Básicos para el cálculo del factor de seguridaden el último empaque.3.1.4.1.1.1. Determinación de los factores del desgate.

a) Factor de sobrecarga para carga (Ko)b) Factor dinámico Kvc) Factor de tamaño (Ks)d) Factor de distribución de la carga (Km)e) Relación de velocidades (mg)f) Factor geométrico de resistencia a la picadura

3.1.4.1.2 Desgaste en el engranaje solar y planeta

a) Resistencia última de rotura del solarb) Resistencia Última de rotura del planeta.

3.1.4.3 Factor de seguridad por desgaste del diente del solar.

3.1.4.4 Factor de seguridad por desgaste del diente delplaneta.

3.1.5 DISEÑO DE ACOPLAMIENTO 773.1.5.1 La capacidad del eje


34/155

34


3.1.5.2 El factor Kt Y Tt

3.1.5.3 Análisis de los pernos

3.1.5.4 Diámetro del cubo 3.1.6

DISEÑO DE CUÑA PARA LA TRASMISIÓN DE TORQUEENTRE SISTEMAS DE PLANETARIOS DE ENGRANAJES 79

3.1.6.1 Lados mínimos de cuña

3.1.7DISEÑO DE PASADORES PARA LA TRASMISIÓN DETORQUE ENTRE SISTEMAS DE PLANETARIOS DEENGRANAJES PORTA PLANETARIO – PLANETAS. 81

3.1.7.1 Flexión3.1.7.2 En corte

3.1.8 DISEÑO DEL EJE. 833.1.8.1 Calculo del diseño de eje en la entrada y salida del

convertidor par

3.1.8.1.1 Entrada3.1.8.1.2 Procedimiento para el diseño del eje

3.1.8.2 El diámetro en el apoyo del engranaje según losesfuerzos de flexión y torsión

3.1.8.3 El diámetro en el apoyo del cojinete según los

esfuerzos de flexión y torsión

B. SIMBOLOGÍA DE LAS ECUACIONES PRESENTES EN LOS CÁLCULOS

Termino Denominación Sección

Z Numero de dientes 3.1.1

R Radio del engranaje (mm) 3.1.1

M Modulo 3.1.1

Dp Diámetro primitivo 3.1.1

N revoluciones / minuto (RPM) 3.1.1


35/155

35

P Potencia (Kw) 3.1.1

Z Numero de dientes 3.1.2

R Radio del engranaje (mm) 3.1.2

M Modulo3.1.2

Dp Diámetro primitivo 3.1.2

N revoluciones / minuto (RPM) 3.1.2

P Potencia (Kw) 3.1.2

Ft = Wt Fuerza tangencial (N) 3.1.2

Fr = Wr Fuerza radial (N) 3.1.2

V Fuerza de corte (N) 3.1.2

M Momento ( N.m) 3.1.2

C Módulo de sección (m3) 3.1.2

I Momento de inercia (m4) 3.1.2

Pd Paso diametral (1/mm). 3.1.2

bw Ancho del diente (mm) 3.1.2

Yj Coeficiente de forma de Lewis 3.1.2

Kv Contante para efectos dinámicos 3.1.2

Ks Factor de tamaño 3.1.4 Factor de tamaño en el solar 3.1.4 Factor de tamaño en el planeta 3.1.4 Yp Factor de forma de Lewis 3.1.4

Cmc Factor de corrección de carga 3.1.4

Cpf Factor de proporción del piñón 3.1.4

Cma Factor de alineación del acoplamiento 3.1.4

Ce Factor de corrección de la alineación del acoplamiento 3.1.4 Factor de distribución de carga 3.1.4


36/155

30

KB Factor de espesor del aro 3.1.4

mg Relación de apoyo 3.1.4

Np Numero de dientes del planeta 3.1.4

Ns Numero de dientes del solar3.1.4

Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la flexión 3.1.4 Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la picadura 3.1.4 Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la flexiónen el solar

3.1.4

Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la flexiónen el planeta

3.1.4

Kr Factor de temperatura3.1.4

Factor geométrico de resistencia a la picadura 3.1.4 HBP Dureza Brinell del planeta 3.1.4

HBS Dureza Brinell del solar 3.1.4 Resistencia a la flexión AGMA solar 3.1.4 Resistencia a la flexión AGMA planeta 3.1.4

Resistencia a la fatiga superficial AGMA solar 3.1.4

Resistencia a la fatiga superficial AGMA planeta 3.1.4 Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la picadurasolar

3.1.4

Factor de ciclos de esfuerzo de resistencia a la picadura planeta

3.1.4

Esfuerzo de flexión solar 3.1.4 Factor de seguridad, flexión del solar

3.1.4

Esfuerzo de flexión planeta 3.1.4 Factor de seguridad, flexión del planeta 3.1.4 Esfuerzo de contacto a partir de relaciones AGMA delsolar

3.1.4


37/155

3

Factor de seguridad, picadura solar 3.1.4 Esfuerzo de contacto a partir de relaciones AGMA del planeta

3.1.4

Factor de seguridad, picadura del plantea 3.1.4

Carga transmitida, lbf 3.1.5 -3.1.6 H Potencia, hp 3.1.5 -3.1.6

V Velocidad de la línea de paso, pie/ min 3.1.5 -3.1.6

J Factor geométrico 3.1.5 -3.1.6

KB Espesor de aro debajo del diente 3.1.5 -3.1.6

Esfuerzo de Flexión 3.1.5 -3.1.6

D Diámetro del acople 3.1.7 Factor de choque 3.1.7 Factor de fatiga 3.1.7 Resistencia ultima de tracción 3.1.7 Límite de fluencia ala tracción 3.1.7

Esfuerzo cortante permisible, psi 3.1.7

Diámetro del círculo de pernos, pul 3.1.7 Diámetro del perno, pul, (diámetro del vástago) 3.1.7 Número total de pernos para orificios taladrados yescariados.

3.1.7

Diámetro del cubo 3.1.7 Ds Diámetro interior del acople 3.1.7

Diámetro del corte del plato 3.1.7

Radio 3.1.7 Longitud del perno 3.1.7 ! Longitud mínima de cuña 3.1.7 Momento 3.1.8


38/155

3

! Esfuerzo permisible de tracción y compresión 3.1.8 Esfuerzo permisible en corte 3.1.8 Carga Axial de corte en los pasadores 3.1.8 " El espesor del ojo del engrane

3.1.8


39/155

37

3.1.1. REQUISITOS DE POTENCIA Y PAR DE TORSIÓN

3.1.1.1 RELACIONES DE VELOCIDAD, PAR DE TORSIÓN Y ENGRANAJES

3.1.1.1.1 Primera ley de los engranajes planetarios

Consiste en saber qué relación hay entre los dientes de los engranajes que tiene un trenplanetario o epicicloidal

En la figura 1 se muestra los radios para un tren planetario.

Entonces de la imagen podemos decir:

#$ % #& ' #(

#$ % )*&( ' )*(( #$ % ) *&'*(( + + + + , , & #$ % #- . #(

#$ % )*-( . )*(( #$ % ) *-.*(( + + + + + , , ( Igualando las ecuaciones (1) y (2):

) *&'*(( % ) *-.*(( *& ' *( % *- . *( *- % *& ' ( / *( + ++ +$

• Z 1 = Nº dientes del solar

• Z2 = Nº dientes del planeta

• Z4 = Nº dientes de la corona

Figura 3.1.1.1. Radios del solar, planeta,porta planetario y corona


40/155

48

Para nuestro caso será:

3.1.1.1.2 Numero de dientes de la corona, solar y planeta.

La primera condición para que un engranaje planetario funcione es que todos los dientestengan el mismo módulo, o el mismo paso circular

Para nuestro caso tenemos:

Dientes del planeta Z2= 10, M = 2 Dientes en el solar Z1 = 20, M = 2

Entonces el número de dientes de la corona deberá ser:*- % *& ' ( / *( *- % (0 ' ( / &0 1 % 12Para que los engranajes planetarios puedan engranar en forma simultánea, se debe

verificar la Segunda ley de los engranajes planetarios, que se define según la siguienteexpresión: * & ' * -34 % 5 6 78579 :n" ; < =8> 95?9@8> 48>A?AB8> Entonces:

* & ' * -34 % 5( 0 '- 0$ % (0 6 9> C5 5C)9@8 95?9@8 48@ 9579 DC)4=9 9>?< (7< =9E

F$g)+a #"!"!"(" Ensa%,le del

a )ete laneta+$o


41/155

41

3.1.1.1.3. Relación de transmisión

De la figura 1.3 nos basaremos para los cálculos de la relación de transmisión

En el engranaje solar la velocidad tangencial es:F& % G& H #& En la corona la velocidad tangencial es:F- % G- H #- En el porta planetario la velocidad tangencial es:F$ % G$ H #$ En el planeta la velocidad es de rotación y traslaciónF&( % G( H #( 6 F-( % G( H #( Ahora bien, la velocidad tangencial en el punto de contacto de las circunferencias depaso debe ser la misma tanto para el par Solar/Planetas, como para el parPlanetas/corona.

Figura 3.1.1.3. Diagrama de las velocidadestangenciales y angulares del paquete planetario


42/155

42

Análisis de movimiento relativo

Reemplazando en la ecuación:IJ % IK ' LMNM O PQ F$ % F& ' F&( G$ H #$ % G& H #& ' G( H #(G$ H ) H* & ' * (( % G& H ) H*&( 'G( H ) H*(( G$ H * & ' * ( % G& H *& ' G( H *(G$ H * & ' * ( . G& H *& % G( H *( + + + + , - I1 % IJ ' LMNM O PQ F- % F$ ' F-(

Figura 3.1.1.4. Análisis de movimiento relativoFuente: Libro de Dinámica Hibbler, pág. 334

Figura 3.1.1.5. Análisis de movimiento relativo

Fuente: Libro de Dinámica Hibbeler, pág. 334


43/155

43

G- H #- % G$ H #$ ' G( H #(G- H ) H*-( % G$ H ) H* & ' * (( ' G( H ) H*((

G- H *- % G$ H * & ' * ( ' G( H *(G- H *- . G$ H * & ' * ( % G( H *( + + + , R Igualando las ecuaciones (4) y (5):G$ H * & ' * ( . G& H *& % G- H *- . G$ H * & ' * ( ( H G$ H * & ' * ( % G& H *& ' G- H *-De la ecuación (3):

G$ H (H*&'(H*( % G& H *& ' G- H *-( H G$ H (H*&'*-.*& % G& H *& ' G- H *-G$ H * - ' * & % G& H *& ' G- H *- + + SVelocidad de salida del porta planetario.

G$ %G& H *& ' G- H *-

* - ' * & Para nuestro caso:G- % 0 + + , T8@85< 79?95A7


44/155

44

Ahora sin considerar perdidas por fricción el solar transmitiría la misma potencia al portaplanetario y tendríamos el triple de torqueV >8=8=8= % W>8=


45/155

45

Según los resultados obtenidos anteriormente para la relación de transmisión RT = 1/3.Utilizamos esta notación para el diseño y según la velocidad máxima del código A036, ω1 =

1650 rpm. XYXZ % &$ XY % &XZ$

X[Y % &/&SR0$

X[Y % RR0 @4)

Pero como se acoplaran 3 pares de engranajes se divide entre 3x3x3.\Q % Q2, J] Utilizamos este LQ para hallar el par de torsión de salida.

Figura 3.1.1.7 Datos del motor neumático usado


46/155

40

Para determinar los pares de torsión, regrese a la relación de potencia, tomamos lasiguiente relación:

^ % WZXZ % WYXY

Para el motor neumático AR036, potencia = 0.25 KW o 0.3353 HP

WZ % X̂Z WZ % _0,$$R$ ^V&SR0`ab c_RR0 4A9> .=def>g4 c _ &@9B(h @)A5j kK % K,2l]Q !m n oN

kK % K,11lp ,

WY % WZ XZXY WY % U,&q rst n auv / &SR0 wxy(0,$U wxy kQ % zl,11 !m n oN

kQ

% KK],Q2 ,

Comentario: Como podemos observar el modelo de engranajes que se está diseñando

generaría un máximo de 117.20 N.m a la salida pudiendo aumentar más sistemas

planetarios para aumentar aún más el par.


47/155

4

3.1.2 ANÁLISIS DE FUERZAS

Analizaremos las fuerzas que actúan en cada paquete, primero calcularemos las

fuerzas tangenciales y radiales a las que está sometido el solar y los planetas,

seguidamente calcularemos la fuerza que transmiten los planetas hacia el porta

planetario.

;" 31

;t 31

; 31

;" 21

;" 21

; 21

;" 41

; 41

;t 41

2

3

4

1

F$g)+a ("! An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o


48/155

4

3.1.2.1 PRIMER PAQUETE PLANETARIO

Analizaremos las fuerzas que actúan en el solar del primer paquete planetario

Análisis en el primer solar

La potencia se da en Kw, la fuerza tangencial en KN, el diámetro primitivo en mm,la velocidad en RPM:

V % {? H h H |4 H 3S0000 Entonces despejando la Fuerza tangencial:{? % S0000 H Vh H |4 H 3

Figura 3.1.2.1.1 Análisis de fuerzas en el primersolar


49/155

47

3.1.2.1.1 Análisis de fuerzas en el primer solar

P = 0.25 KW Dp = 40 mm N1 = 1650 RPM

3.1.2.1.1.1. Fuerza tangencial:{? % S0000 H 0,(Rh H -0 H &SR0 % 2,2]QJ % ]Q,J2 3.1.2.1.1.2. Fuerza radial:{@ % {? / ?


50/155

58

3.1.2.1.2. Análisis de fuerzas en los planetas.

En los planetas la fuerza tangencial y radial tendrán el mismo valor pero en sentidocontrario a las fuerzas del solar

% ]Q,J

% Ql,J

=

3

42

;t 12

;" 12

;t 13

;" 13

;t 14

;" 14

La ,u"6a "a#&al >

ta!.!c&al )"$$ca#a )$"

l$' )la!ta' '$-" l

'$la" '"+ l$ m&'m$ )a"a

l$' 3 ca'$'

Figura 2.1.2 Análisis de fuerza tangencial yradial en los planetas


51/155

51

3.1.2.1.3. Análisis de fuerzas en el porta planetario

Las fuerzas F2, F3, F4, son transmitidas por los planetas a través de un eje hacia el portaplanetario

W( % W&H 3&3( % &,-R H_&SR0RR0 c

W( % -,$R 3,)

3.1.2.1.3.1 Fuerza de corte entre el porta planetario y planetasW( % {( H 7 ' {$ H 7 ' {$ H 7-,$R % $ H { H 0,0$0 % 1z, JJ Interpretación: Tenemos una fuerza de corte de 48.33 N entre el porta planetario y el solar

;

;

;

N2

F$ )+a #"!"("!"# An&l$s$s de :)e+;a en el o+ta


52/155

52

3.1.2.2 SEGUNDO PAQUETE PLANETARIO

3.1.2.2.1 Análisis de fuerzas en el segundo solar

P = 0.25 KW Dp = 40 mm

N2 = 550 RPM

3.1.2.2.1.1 Fuerza tangencial:{? % S0000 H 0,(Rh H -0 H RR0 % 2, QK] % QK] 3.1.2.2.1.2 Fuerza radial:

{@ % {? / ?


53/155

53

3.1.2.2.2. Análisis de fuerzas en los planetas


% QK] % ]z,pz

=

3

42

;t 12

;" 12

;" 13

;t 13

;t 14

;" 14

La ,u"6a "a#&al >

ta!.!c&al )"$$ca#a )$"l$' )la!ta' '$-" l

'$la" '"+ l$ m&'m$ )a"a

l$' 3 ca'$'

F$g)+a #"!"("("( An&l$s$s de :)e+;as en los 5lanetas


54/155

54

3.1.2.2.3 Análisis de fuerzas en el porta planetario

Las fuerzas F2, F3, F4, son transmitidas por los planetas a través de un eje hacia elporta planetario

W$ % W(H 3(3$ % -,$R_ RR0&~$,$c

W$ % &$,0R 3,)

Torque debido a las fuerzas F2, F3, F4:W$ % {( H 7 ' {$ H 7 ' {$ H 7 % $ H { H 7&$,0R % $ H { H 0,0$0 % K1• Interpretación: Tenemos una fuerza de corte de 145 N entre el porta planetario y losplanetas

;

;

;

N3

F$g)+a #"!"("("# An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o


55/155

55

3.1.2.3 TERCER PAQUETE PLANETARIO

3.1.2.3.1 Análisis de fuerzas en el tercer solar

P = 0.25 KW

Dp = 40 mm N3 = 183.3 RPM

3.1.2.3.1.1 Fuerza tangencial:{? % S0000 H 0,(Rh H -0 H &~$,$ % 2,l•KQ % l•K,Q 3.1.2.3.1.2 Fuerza radial:

{@ % {? /?


56/155

50



% l•K,Q % QJ]

=

3

42

;t 12

;" 12

;t 13

;" 13

;t 14

;" 14

La ,u"6a "a#&al >

ta!.!c&al )"$$ca#a )$"

l$' )la!ta' '$-" l

'$la" '"+ l$ m&'m$ )a"a

l$' 3 ca'$'

F$g)+a #"!"("#"( An&l$s$s de :)e+;as en los 5lanetas


57/155

5

#"!"("#"# An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o

La' ,u"6a' ;2? ;3? ;4? '$! t"a!'m&ta' )$" l$' )la!ta' a t"a@' # u! (ac&a l )$"ta

)la!ta"&$

W- % W$H 3$3- % &$,0RH_&~$,$S&,& c

k1 % Jp, K• ,

Torque debido a las fuerzas F2, F3, F4:W- % {( H 7 ' {$ H 7 ' {$ H 7$q,&R % $ H { H 0,0$0 % 1J• Interpretación: Tenemos una fuerza de corte de 435 N entre el porta planetario y el planeta

;

;

;

N4

F$g)+a #"!"("#"# An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o


58/155

5

3.1.2.4 CUARTO PAQUETE PLANETARIO

3.1.2.4.1 Análisis de fuerzas en el cuarto solar

Para nuestro caso será:

P = 0.25 KW Dp = 40 mm N4 = 61.1 RPM

3.1.2.4.1.1 Fuerza tangencial:{? % S0000 H 0,(Rh H -0 H S&,& % K, p•1 % Kp•1 3.1.2.4.1.2 Fuerza radial:

{@ % {? /?


59/155

57



% Kp•1 % ]KK,Q

#"!"("-"# An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o

=

3

42

;t 12

;" 12

;t 13

;" 13

;t 14

;" 14

La ,u"6a "a#&al >

ta!.!c&al )"$$ca#a )$"l$' )la!ta' '$-" l

'$la" '"+ l$ m&'m$ )a"a

l$' 3 ca'$'

F$g)+a #"!"("-"( An&l$s$s de :)e+;as en los 5lanetas


60/155

08

La' ,u"6a' ;2? ;3? ;4? '$! t"a!'m&ta' )$" l$' )la!ta' a t"a@' # u! (ac&a l )$"ta

)la!ta"&$

WR % W-H 3-3R % $q,&RH_ S&,&(0,$Uc WR % &&U,-R 3, ) Torque debido a las fuerzas F2, F3, F4:

WR % {( H 7 ' {$ H 7 ' {$ H 7&&U,-R % $ H { H 0,0$0 % KJ2• Interpretación: Tenemos una fuerza de corte de 1305 N entre el porta planetario y elplaneta

;

;

;

N5

F$g)+a #"!"("-"# An&l$s$s de :)e+;as en el 5o+ta 5laneta+$o


61/155

01

Tabla 3.1.2.1 Cuadro resumen de las fuerzas en cada paquete planetario

PaqueteTorque de

salida(N.m)Velocidad desalida(RPM)

Fuerzatangencial(solar)(N)

Fuerzaradial(Solar)(N)

Planetario 1 4.35 550 72.30 26.30

Planetario 2 13.05 183.3 217.00 78.98

Planetario 3 39.15 61.1 651.20 237.00

Planetario 4 117.45 20.37 1954.00 711.20

Interpretación:

Podemos observar en nuestra tabla 2.1 que la fuerza tangencial en el cuarto solar será lamás critica ya que recibirá la mayor fuerza en estos cuatro paquetes planetarios, por ellodebemos priorizar el cuarto solar en el diseño

3.1.3 ANÁLISIS DE ESFUERZOS EN LOS DIENTES DEL ENGRANAJE

Se muestra la distribución de fuerzas actuantes en un engranaje. Nótese que la fuerzaactuante sobre la línea de presión se discrimina en dos componentes, una radial y otratangencial, las cuales vienen dadas por la siguiente expresión:

Ft = Wt


62/155

02

La fuerza tangencial se puede relacionar con la capacidad de transmisión de potenciay torque según la siguiente expresión:V % W H G

V % € H |4( H G La ecuación de flexión convencional es:

Luego, observando la figura se puede extraer la siguiente conclusión geométrica:

Para una sección rectangular los parámetros geométricos y de esfuerzos para flexiónson:

Luego la ecuación de resistencia es

F$g)+a #"!"# An&l$s$s de :)e+;a en )n d$ente del eng+ana=e

F)ente'1tt5'>>???":+,,")tn"ed)"a+>:+,,>$%ages>ca++e+as>ele%entosde%a9)$n

as>ca5@@("5d:


63/155

03

Siendo “bw” el ancho de faja del diente, “pd” es el paso diametral,” Y” es eldenominado coeficiente de forma de Lewis definido por:

La ,u"6a ta!.!c&al #- 'ta" ! NB? l )a'$ #&amt"al ! mmB? l )a'$ #&amt"al !

19mmB? l a!c($ #l #&!t ! mmB

*Considerando efectos dinámicos

Cuando un par de engranes se impulsa a velocidad moderada o alta y se generaruido, con toda seguridad se presentan efectos dinámicos.

La fórmula de esfuerzo permisible quedaría así:

‚ƒ„… % †B H € H V7d‡ H ˆ

F$g)+a #"!"-"(" Ta,la de +elac$0n ent+e el n%e+o de d$entes < el

coe:$c$ente de :o+%a de Le?$s

F)ente' L$,+o de S1$gle


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04

Donde Kv es:

Velocidad tangencial: F % h H |4 H 5S0000 Paso diametral:

V7 % *74 Tabla 3.1.3.1. Datos de las ruedas dentadas

Rueda dentada Z Dp PdSolar 1 20 40 0.5

Planeta 2 10 20 0.5Planeta 3 10 20 0.5Planeta 4 10 20 0.5

3.1.3.1 ESFUERZO PERMISIBLE EN EL PRIMER SOLAR

‚ƒ„… % †B H € H V7d‡ H ˆ En nuestro caso nosotros usaremos la fórmula de kv para un perfil cortado o fresado,debido a que se usó la cortadora laser.

F$g)+a #"!"#"#" alo+es de G 5a+a d$st$ntos 5+ocesos de

%an):act)+a


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05

†B % S,& ' FS,& F % h H |4 H 5S0000 % h H -0 H &SR0S0000

F % $,-S )f> †B % S,&'$,-SS,& †B % &,RU Reemplazando en la fórmula de esfuerzo permisible:

‚ƒ„… % &,RU H U(,$ H 0,RR H 0,$((

N % J•,Q• M

3.1.3.2 ESFUERZO PERMISIBLE EN EL SEGUNDO SOLAR

‚ƒ„… % †B H € H V7d‡ H ˆ -Kv para perfil cortado, fresado

†B % S,& ' F

S,&

F % h H |4 H 5S0000 % h H -0 H RR0S0000 F % &,&R )f> †B % S,&'&,&RS,& †B % &,&~

-Reemplazando en la formula de esfuerzo permisible:

‚ƒ„… % †B H € HV7d‡ H ˆ ‚ƒ„… % &,&~ H (&U H 0,RR H 0,$(( N % ]p,•Q M


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00

3.1.3.3 ESFUERZO PERMISIBLE EN EL TERCER SOLAR

‚ƒ„…

% †B H€ H V7d‡ H ˆ

Kv para perfil cortado, fresado

†B % S,& ' FS,& F % h H |4 H 5S0000 % h H -0 H &~$,$S0000

F % 0,$~- )f>

†B % S,& ' 0,$~-S,& †B % &,0S Reemplazando en la fórmula de esfuerzo permisible:

‚ƒ„… % †B H € HV7d‡ H ˆ

‚ƒ„…

% &,0S HSR&,( H 0,RR H 0,$((

N % QK1,1 M 3.1.3.4 ESFUERZO PERMISIBLE EN EL CUARTO SOLAR

‚ƒ„… % †B H € H V7d‡ H ˆ Kv para perfil cortado, fresado

†B % S,& ' FS,& F % h H |4 H 5S0000 % h H -0 H S&,&S0000 F % 0,&(~ )f> †B % S,& ' 0,&(~S,&


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0

†B % &,0( Reemplazando en la formula de esfuerzo permisible:

‚ƒ„…

% †B H€ HV7d‡ H ˆ

‚ƒ„… % &,0( H &qR- H 0,RR H 0,$(( N % lKz, p] M

PROPIEDADES MECÁNICAS DEL ACRÍLICO

Esfuerzo de fluencia:

‚ % &qR0 3$S ))Y

% •1,Kl M Esfuerzo de tracción:

‚ % (0003$S ))Y % ••,•l M


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0

Cuadro resumen de los esfuerzos permisibles de cada solar y esfuerzo de fluencia paraAcrílico

Engranajesolar

Esfuerzo permisible(MPa)Esfuerzo de fluencia

(Mpa)Factor de seguridad

Solar 1 35.25 54.16 1.54

Solar 2 79.52 54.16 0.68

Solar 3 214.40 54.16 0.25

Solar 4 618.97 54.16 0.09

Interpretación: En este cuadro vemos que nuestro paquete planetario soportaría solamenteel primer paquete y los demás no.

ANALISIS POR SOLIDWORKS

1. Análisis del cuarto solar

Figura 1. Análisis del solar mediante solidwork


69/155

07

Interpretación:

En la figura podemos ver que el esfuerzo promedio máximo que soporta el cuarto solar esde aproximadamente 464 MPa y comparando con el esfuerzo de fluencia del material que

escogimos el cual es de 54.16 Mpa podemos decir que el cuarto solar el que soporta mayorfuerza no puede soportar dicha carga y se romperia

ANALISIS POR SOLIDWORKS

1. Análisis del portaplanetario

Figura 2. Análisis del portaplanetario mediante solidwork

Interpretación:

En la figura podemos ver que el esfuerzo promedio máximo que soporta el portaplanetarioes de aproximadamente 379 MPa y comparando con el esfuerzo de fluencia del material queescogimos el cual es de 54.16 Mpa podemos decir que el portaplanetario el que soportamayor fuerza no puede soportar dicha carga y se rompería


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8

3.1.4. Desgaste y Factor de seguridad por desgaste

3.1.4.1 Definición de factor de seguridad SH

Las normas ANSI/AGMA 2001-D04 y 2101-D04 contienen un factor de seguridad SH que resguarda contra la falla por picadura o desgaste.

Realizaremos los cálculos para la zona más crítica del sistema de engranajes planetarios,es decir, en el solar y el engranaje planetario en el último empaque, porque es el querecibe el mayor torque:

3.1.4.1.1 Términos Básicos para el cálculo del factor de seguridad.

Tabla 4.1

Términos Básicos para el cálculo del factor de seguridad

Término Ecuación Resultado

Paso diametral (Pd) cm dP = NP / Pd 4 cm

Velocidad cm/s ‰ % Š ‹ Œ ‹ Žl2222 0.04266 cm/sTorque (T) kK % \K 117.20 N.m ó

1,1720.00 N.cm

3.1.4.1.1.1 Determinación de los factores del desgate.

a) Factor de sobrecarga para carga (Ko)

De acuerdo a la tabla 1 de las normas ANSI/AGMA 2001-D04 y 2101-D04escogemos el factor de sobrecarga Ko = 1.75, para una fuente de potencia uniformey un impacto pesado.

Tabla 4.2

Factor de sobrecarga Ko


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1

Fuente: Diseño en ingeniería mecánica, Shigley 8va Ed.

b) Factor dinámico Kv

Trabajaremos según la norma de calidad 6 es decir Qv = 6, entonces según lasecuaciones de número de calidad AGMA.

Para aplicar al Factor dinámico Kv

% 0,(R&( . SYf % 0,~(RR ‘ % R0 ' RS&'0,~(RR

‘ % R~,UU

Aplicamos al Factor dinámico Kv


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2

†B % ’R~,UU' “ (00/0,0-(SSR~,UU ”,–Y—— ˜ % Q, 1QQ]

c) Factor de tamaño (Ks)

De la tabla 4.3 (14-2 de la fuente original) entrando con Z = 20

Aplicamos la formula AGMA sobre Factor de tamaño:

Tabla 4.3

Factor de forma de Lewis - Y



73/155

3

Entonces Yp= 0.322

†>™ % &,&q( ’0,&qSqA5“ 0,$((&,RU-~A5 ”,—— % K,2J1] †>ƒ % &,&q( ’0,&qSqA5“ 0,(-R&,RU-~A5 ”,——

% K, 2Q]K d) Factor de distribución de la carga KmDonde son necesarios 5 términos.

Cmc para dientes sin coronar. Cmc=1

Cpf para F


74/155

4

De este modo, †) % & ' T)T4e / T4) ' T)< / T9 †) % & ' &0,0UR/&'0,&$/0,~ % K, K]p

e) Relación de velocidades (mg)

Bajo el supuesto de engranes de espesor constante, el factor de espesor del aro KB =1 y La relación de velocidades mg=Np/Ns.

)š % &0(0

% 2, • f) Factor geométrico de resistencia a la picadura

De la tabla 4.5 (tabla 14-10 de la fuente original), con una confiabilidad de 0.9,KR=0.85 De la tabla 1, los factores de temperatura y de condición superficial son KT= 1 y Cf = 1. De la ecuación siguiente, con mN = 1 para engranes rectos, usamos laecuación del factor geométrica “I”.

Tabla 4.5

Factores de confiabilidad Kr (Yz)


› % D8>(0œ >95(0œ() )š)š ' & › % D8>(0œ >95(0œ( / & 0,R0 ,R '&


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5

% 2, 2Ql1 3.1.4.1.2 Desgaste en el engranaje solar y planeta

Para la Resistencia a la fatiga superficial solar consideraremos el esfuerzoúltimo de rotura:a) Calculamos la resistencia última de rotura del solar (material acrílico de tablas):

% KK,l2 žo % z2 M b) Calculamos la resistencia Última de rotura del planeta (material acrílico de

tablas):

% KK,l2 žo % z2 M Por el factor de relación de dureza CH , la relación de dureza es HBS / HBP = es 1 yaque se trata del mismo material (acrílico):

‘Ÿ % ~,q~&0^¡ ¢f ¡̂£ .~,(q&0 ‘Ÿ % ~,q~&0&,0 .~,(q&0 ‘

Ÿ

% S,q H &0¤

Y de la ecuación de relación de dureza CH ,T % &'0,00(-q0,&qS~R.& T % 0,qq~ 3.1.4.3 Factor de seguridad por desgaste del diente del solar.

Sustituyendo los términos apropiados del piñón en la ecuación siguiente se obtieneel esfuerzo por desgaste y picadura; y para el

€ calculado en la parte 3.1.3 de

obtiene una fuerza tangencial de

Kp•1 y multiplicando por el factor de

conversión es 0.22481, esto significa que el esfuerzo en libras es 439.27 lb, el cualsustituimos en la formula siguiente:

‚¥¢ % ’€ †¦†§†™ †¨7ƒ{ &›”¢ ‚¥¢ % _-$q,(U&,UR(,-((U&,0(U& &,&Uq&,RU0,&qSq &0,0(S-c¢


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0

‚¥¢ % (US,$- †>A % Kp2• M

Sustituyendo los términos adecuados del planeta en la ecuación siguiente se tiene

que:

©ª¢ % _©¥*f††…‚¥ c¢ ©ª¢ % ’&&,S0 †>A&,0--f&0,~R(U$,$- †>A ”¢ % 2,2• Se observa que existe un factor de seguridad de 0.05 para desgaste del diente en el

engranaje solar y este es excesivamente bajo debido al material que se está utilizando,este prototipo se tiene que utilizar limitando su trabajo que se calculará más adelante.

3.1.4.4 Factor de seguridad por desgaste del diente del planeta.

Sustituyendo los términos apropiados del piñón en la ecuación siguiente se obtiene:

‚¥£ % ’†¢£†¢¢ ”ZY

£ ‚¥¢

‚¥£ % ’&,0(U&£&,0$-U¢ ”ZY£ (US,$- †>A ‚¥£ % (UR,$( †>A

% Kzpz M Sustituyendo los términos adecuados del planeta en la ecuación siguiente se tiene que:

©ª£ % _©¥*f††…‚

¥ c¢

©ª£ % ’&&,S0 «>A&,0&-f&0,~R(UR,$( †>A ”¢ % 2, 2• Se observa que existe un factor de seguridad 0.05 para desgaste del diente del planetaexcesivamente bajo debido al material que se está utilizando, este prototipo se tiene queutilizar limitando su trabajo que se calculará más adelante.

Imagen


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3.1 Factores geométricos JFuente: Diseño en ingeniería mecánica, Shigley 8va Ed.

3.1.5. DISEÑO DE ACOPLAMIENTO

El acoplamiento que se ha diseñado con las siguientes especificaciones.

Tabla 5.1

El acoplamiento que se ha diseñado con las siguientes especificaciones.

Especificación MedidaDiámetro interior 0.5 (±0.002) pulgadasCirculo de apoyo 1.57 pulgadasSe colocarán 4 pernos colocados enorificios escariados.

4 Pernos

Material del ejeResistencia ultima de tracción:Límite de fluencia ala tracción:

Material de los pernos

Resistencia ultima de tracción:Límite de fluencia ala tracción:

MDF S-T:17.50 MPa ó 2538.16 psi15.28 MPa ó 2216.18 psi

Acero SAE 1030:

80,000.00 psi50,000.00 psi

Entonces con nuestro acoplamiento predefinido por condiciones de diseño de la cajay la salida del propio acoplamiento.

Procederemos a calcular el diámetro de los pernos para que tengan la mismacapacidad del eje de torsión.


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3.1.5.1 Capacidad del eje ()La capacidad del eje, determinada del código ASME, se encuentra de:

| % &Sh>™ ¬†

Entonces la ecuación quedaría de la siguiente manera:

0,R % &Sh&-6-00,000,UR ¬† % Ql•, 2] ! .

Donde el Ss es el menor de

0,&~©C % 0,&~~06000,00 % &-6-00,004>A

y 0,$©E4 % 0,$R06000,00 % &R6000,004>A y la tolerancia por el efectodel cuñero es: 0.753.1.5.2 Análisis de los Pernos

El acoplamiento se va a diseñar para choque y fatiga, entonces † es 1 o ¬† puede dejarse como un producto y mantenerse durante el análisis. Se obtiene elmismo resultado final.

Para hacer el análisis de los pernos lo haremos de la siguiente manera.

Suponer que los pernos están apretados a mano, y que la carga se trasfiere desdeuna de las mitades del acoplamiento a la otra por medio de un esfuerzo cortanteuniforme en el vástago del perno.

Entonces aplicando las ecuaciones para los pernos, tenemos: Donde ® : esfuerzocortante permisible, psi; ¯: Diámetro del perno, pul, (diámetro del vástago); °±² :Diámetro del círculo de pernos, pul, n: número total de pernos para orificiostaladrados y escariados.

¬† % ©™ _&- h7Yc _&( |¡³c 5

(SR,0U =d . 4C= % &-6-00,00 _&- h7Yc _&( &,RUc - 7 % 0,0~S- 4C=š


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7

% Q, •2 3.1.5.3 Diámetro del cubo

|´ % (|™ Dónde: Ds es el diámetro interior del acople, entonces para nuestro acople sería:

|´ % (0,R % & 4C=š % Q, •1 3.1.5.4 Corte del plato (t)

La capacidad del plato se basa en el corte del área menor, que ocurre en la unióndel cubo y del plato.

¬ % >™h|´? |(́ µ Pero Mt ¬ % >™h|f&S ¬ % -RS,~-4>Ah&,RUf&S ¬ % $-U,&$ =d . 4C= Entonces el espesor mínimo seria:

$-U,&$ =d .4C= % -RS,~-¶h&?· &( ? % 0,R 4C=š % K, 2Kl

3.1.6. DISEÑO DE CUÑA PARA LA TRASMISIÓN DE TORQUE ENTRESISTEMAS DE PLANETARIOS DE ENGRANAJES

Tabla 6.1Usaremos una cuña cuadrada con las siguientes especificaciones:

Especificación MedidaDiámetro del eje 0.4 (±0.005) pulgadasLongitud del cubo del engrane 0.5 pulgadasSe deben hacer del mismo material tantoel eje como la cuña: MDF


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8

Esfuerzo cortante permisible es 0.18Su ©C% &U,R0 ¬V µ (R$~,&S a¸u ©> % 0,&~(R$~% -RS,~- 4>A Momento de torsión transmitida 1000 lb-pul

Imagen 6.1 diseño inicial del eje entre engranajessolares en mm con una chaveta de 4x4.

6.1 Lados mínimos de cuña.

Para calcular los lados mínimos de la cuña debemos de igualar la expresión de momentoque puede soportar la cuña desde el punto de vista de corte a 1000 lb- pulgada y resolverpara la variable b, como sigue;

@=d©™ % &000 =d .4C=š 0,-( 0,Rd-RS,~- 4>A % &000 =d .4C=š d % (( a¹rº d % RR D) Interpretación: Entonces este material de MDF no es recomendable para realizar los

cuñeros por lo que está sometido a una regulación de trabajo mucho menor que el diseñoen general requiere.


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1

3.1.7. DISEÑO DE PASADORES PARA LA TRASMISIÓN DE TORQUE ENTRESISTEMAS DE PLANETARIOS DE ENGRANAJES PORTA PLANETARIO –PLANETAS.

Tabla 7.1Usaremos unos ejes cilíndricos con las siguientes especificaciones:

Especificación MedidaCarga Axial de corte en los pasadores de losplanetas

KJ2• QpJ,Jz !mEl espesor del ojo comprende el espesor delengranes es decir :

0.5 pulga

Esfuerzo permisible de tracción y compresiónes: MDF

17.50 MPa ó 2538.16 psi

Esfuerzo permisible en corte: MDF

-RS,~- 4>A

Imagen 7.1 Diseño del pasador

Procedemos a verificar el pasador para Flexión corte y contacto.

3.1.7.1 Flexión

©» % ¬D›

©» % {¼f~7f(h7¤fS- (R$~,&S % (q$,$~0,Rf~7f(h7¤fS- 7 % 0,-( 4C=š % K, 2l Interpretación: Necesitamos pasadores en las uniones de los planetas y porta planetascon un diámetro de 1.06 cm para que soporte la carga total a su máximo trabajo.


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2

3.1.7.2 En corte

©™ % { ‘ ©™ % {(h7Yf- -RS,~- % (q$,$~(h7Yf-

7 % 0,S$ 4C=š % K, lQ Entonces debemos de escoger un pasador con 1.62 cm por el esfuerzo cortante mayor dediámetro por ser el mayor.

Imagen 7.2 Análisis de la fuerza de corte de 1035 N en SolidWorks.


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3

3.1.8. DISEÑO DEL EJE.

3.1.8.1 Calculo del diseño de eje en la entrada y salida del convertidor par.

3.1.8.1.1 Entrada:

Figura 8.1 Esquema del diseño preliminar del eje impulsor.

• El diseño del eje se hará considerando que el material del eje a maquinar será aceroAISI 1040 estirado en frio.

• El eje recibirá 0.3353 HP de un motor neumático.

2, JJ•J½¾ % 2, Q• / K2J ¿ÀÁÁÂ_Ã / ÄÂ c ¾ % ÅÃ, Ä / ŽÆÄ % _Ã / ÄÂ c % k / lJ222

H 6c%


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4

• El eje gira a 1650 rpm.• El engrane y el cojinete se posicionan axialmente mediante anillos de retención.• El eje trabajara a un temperatura ambiente.

• El eje se diseñara para una confiabilidad funcional del 99 %.

3.1.8.1.2 Procedimiento para el diseño del eje:

• De acuerdo al material se determinan la propiedades de la resistencia a la tensión(©Ç) y la resistencia a la fluencia (©È).

% Q6 •Jz,Kl o % Q6QKl,Kz o • Calculo de la resistencia a la fatiga. La resistencia a la fatiga (Sn) estará modificada

o afectada por los factores que intervienen en las condiciones de trabajo, por lotanto:

% ![ Donde S’n=0.5Su

Entonces: Ÿ % 0,R(6R$~,&S Ÿ % &(S~,0~ 4>A

• ! es el Factor de Corrección por Temperatura.

• es el Factor de Corrección por Superficie y depende de cómo será fabricadoel eje.

Para usar el gráfico, se entra con la máxima resistencia a la tracción (Su) se

corta la curva de superficie correspondiente y se lee el valor de Cs a laizquierda (Porcentaje del límite de fatiga)


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5

Figura 8.2 Gráfica del factor límite de la fatiga del material.

% 2,zz

es factor de confiabilidad funcional % K . É ‘ % 0,0US 4


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87/155

{Ñ „ÊÌ…ÍÊÍÎ„ % U(,$$/?


88/155

• Gráfico de fuerza cortante y momento flector

Figura 8.4 Gráfico de fuerza cortante y momento flector.

• Calculo del momento resultante en cada punto del eje.

% × KQ ' QQ Momento total en el punto A¬Ø % × ¬ZY ' ¬YY

¬Ø % × 0Y '&,$(Y

É % K, JQ , Momento total en el punto B¬¡ % × ¬ZY ' ¬YY ¬¡ % × &,$(Y ' 0Y


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7

% K, JQ , , 3.1.8.2 Cálculo de los diámetros en los diferentes puntos del eje.

El diámetro en el apoyo del engranaje según los esfuerzos de flexión y torsión:

Tabla de conversión para Kg.f y cm.

Tabla 8.3Conversión para Kg.f y cm

Elemento resultado Factor Conversión

Sn

&(0-,0U 4>A 0.07030571 84.65 Kg.f/cm2

Mmax 1.32 N.m 10.1971621 13.46 Kg.f - cm

T &,-R 3,), 10.1971621 14.78 Kg.f - cmSy (6(&S,&~ 4>A 0.07030571 155.80 Kg.f/cm2

% Ù K2,Kp/ Ú _ m

/ MO

cQ

' 2, lp1’ k”QJ

7Z % Ù &0,&q/ Ú _&,$/&$,-S~-,SR cY ' 0,Sq- _ &-,U~&RR,~0cYÛÜ K % K, JK

Interpretación:

Podemos escoger un diámetro mayor a 1.3 cm por lo cual podremos escogerdiámetro de 2 o 3 cm.

3.1.8.3 El diámetro en el apoyo del cojinete según los esfuerzos de flexión ytorsión.

Tabla 8.4Conversión para Kg.f y cm


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78

Elemento resultado Factor Conversión

Sn &(0-,0U 4>A 0.07030571 84.65 Kg.f/cm2 Mmax - - -

T &,-R 3,), 10.1971621 14.78Sy (6(&S,&~ 4>A 0.07030571 155.80 Kg.f/cm2

% Ù K2,Kp/ Ú _ m / MO cQ ' 2, lp1’ k”QJ

Q % Ù &0,&q/ Ú _& , $ / 0~-,SR cY ' 0,Sq- _ &-,U~&RR,~0cYÛÜ K % K

Interpretación:

Podemos escoger un diámetro mayor a 1 cm por lo cual podremos escoger diámetrode 2 cm para un cojinete de rodamientos del mismo diámetro.


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71

Figura 8.5. Análisis por el método de elementos finitos en Solid WorksQue muestra el resultado de momento flector máximo en el eje.

3.2 PRUEBAS DDE TRACCIÓN DE LOS MATERIALES

3.2.1 INTRODUCCIÓN:

El ensayo de tracción permite obtener información sobre la capacidad de un materialpara soportar la acción de cargas estáticas o cargas que varean lentamente a

temperaturas homogéneas inferiores a 0.5 (parámetros adimensional que se define como

coeficiente entre las temperaturas del ensayo y de fusión). Como los componentes

metálicos se proyectan en la mayoría de las ocasiones para trabajas en estas condiciones,

probablemente este es el más popular entre los ensayos que permiten caracterizar el

comportamiento mecánico de un material metálico.

El ensayo se realiza alargando una probeta de geometría normalizada (ASTM E8M-09),

con una longitud inicial Lo, que se ha amarrado entre las mordazas de la maquina

(ZWIC/ROELL Z 050). La máquina dispone de un sistema de medida, células de carga

y extensómetros, que permiten registrar la fuerza aplicada y la deformación producida

mientras las mordazas se están


92/155

72

3.2.2 OBJETIVO:

• Realizar e interpretar valores obtenidos en los ensayos de tracción

3.2.3 HERRAMIENTAS:

• Máquina de ensayo de Materiales ZWIC/ROELL Z 050 (rango de aplicación de 0

a 50 kN)3.2.4 MATERIALES:

• Probetas de ABS

• Probetas de Acrílico

3.2.5 FUNDAMENTO TEORICO:

Para conocer las cargas que pueden soportar los materiales, se efectúan ensayos para

medir su comportamiento en distintas situaciones. El ensayo destructivo más importante

es el ensayo de tracción, en donde se coloca una probeta en una máquina de ensayo

consistente de dos mordazas, una fija y otra móvil. Se procede a medir la carga mientras

se aplica el desplazamiento de la mordaza móvil. Un esquema de la máquina de ensayo

de tracción se

Informe Del Proyecto Final 2015-2

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