Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
TRANSMISIÓN DE MECANISMO DE MOVIMIENTO DE GRÚA PUENTE
Definición:
a) Los puentes-grúa son máquinas utilizadas para la elevación y transporte, en el ámbito de su campo de acción, de materiales generalmente en procesos de almacenamiento o curso de fabricación.
b) Se caracterizan usualmente porque están compuestas generalmente por una doble estructura rematada en dos testeros automotores sincronizados dotados de ruedas con doble pestaña para su encarrila miento. Apoyado en dicha estructura y con capacidad para discurrir encarrilado a lo largo de la misma, un carro automotor soporta un polipasto cuyo cableado de izamiento se descuelga entre ambas partes de la estructura (también puede ser mono-raíl con estructura simple). La combinación de movimientos de estructura y carro permite actuar sobre cualquier punto de una superficie delimitada por la longitud de los raíles por los que se desplazan los testeros y por la separación entre ellos.
Existen varios tipos de grúas puente entre ellas están:
Grúa puente de una viga Grúa de techo Grúa puente de una viga
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Grúa puente de dos vigas
DISEÑO DE LA GRUA-PUENTE
La grúa puente que diseñare será una de dos vigas y como datos Iniciales para el Diseño serán:
Resistencia al movimiento del puente: 2 KN Velocidad del puente: 1.35 m/s Diámetro de la rueda: 300 mm Desviación permitida de la velocidad: 4 % Tiempo de servicio del mecanismo: 6 años
ESQUEMA CINEMÁTICO DE LA GRÚA-PUENTE
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LAS PARTES CON LAS CUAL ESTARÁ FORMADO ESTA GRÚA-PUENTE SERÁN:
Motor Eléctrico (1): La principal finalidad de esta máquina eléctrica será de utilizar la transformación de energía eléctrica en energía mecánica para poner en funcionamiento la grúa-puente primero sacándolo de inercia y luego desplazándolo en dirección de los carriles con una potencia determinado por la transmisión que se lograra conseguir con la caja reductora.
Acople (2):
Tienen la finalidad de unir dos ejes coloniales: en Angulo o paralelo.
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Se caracterizan porque su principal función es unir el eje motriz con el eje conducido por lo cual su velocidad va ser igual que la genera la parte motriz.
Dinámica de la Transmisión
La selección de un acoplamiento se debe tomar en cuenta la forma en que el motor y la máquina afectan al acoplamiento, pero las características del acoplamiento, dimensiones, peso, momento de inercia y rigidez, por mencionar algunas, también tienen un impacto en el comportamiento dinámico de la transmisión.
Reductor Cilíndrico (3):
Los engranes cilíndricos permiten transmisión entre dos ejes paralelos, sin embargo, al usar más de un paso, se pueden realinear los ejes para que el eje de salida sea colonial con el de entrada.
Se caracterizan porque tienen buena eficiencia, 95% o más, y alta capacidad. Su principal limitación es que tienden a producir ruido y vibraciones. Mediante el uso de engranes de dientes helicoidales se puede incrementar la capacidad y la eficiencia (97 a 99% por paso).
Transmisión de engranajes rectos (4):
La finalidad de estos engranajes es de aumentar o disminuir la potencia de transmisión con la cual va a trabajar esto también dependerá del tipo de trabajo para
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el cual se desea ya que en su diseño se tendrá en cuenta el diámetro de ambos.
Ruedas (5)
Su diámetro será de 300 mm
Carriel (6)
Elección del Motor y Calculo Cinemático de la trasmisión
a) Determinación de la Potencia y revoluciones del motor (RPM) Tener en cuenta que:
a) Antes de determinar la potencia debe escogerse el tipo de motor en función del tipo de servicio que vaya a realizar.
b) Para la elección del motor deberá también tenerse en cuenta el número de revoluciones, habrá que elegir velocidades normales de serie, las velocidades anormales encarecen la instalación y dificultan posteriormente las sustituciones.
“Como regla general la potencia de un motor es tanto más grande cuanto mayor sea el número de revoluciones”
c) Para la elección del tamaño de los motores deberá tenerse en cuenta el tipo de servicio que van a realizar, según la normativa para máquinas eléctricas, se distinguen las tres formas de trabajo siguientes:
1. Servicio permanente o continuo: El motor está funcionando constantemente o por lo menos durante algunas horas con plena carga, alcanzando así su temperatura final, Tmax. Esta temperatura no debe sobrepasar el límite fijado por la normativa.
2. Servicio de corta duración: La carga actúa con toda intensidad durante un corto tiempo, a este estado le sigue una marcha en vacío o la desconexión, que da tiempo al enfriamiento del motor. La potencia nominal en este tipo deservicio será aquella que puede suministrar el
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motor durante el tiempo convenido sin calentamiento excesivo (Por ejemplo 50 Kw en 15 min.).
3. Servicio intermitente: Alternan el tiempo de funcionamiento que llamaremos TF, y el tiempo de reposo que llamaremos TR, el tiempo de ciclo que llamaremos TC, será la suma de ambos (TC= TF+ TR), dicho TC no debe sobrepasar de un tiempo t que permita al motor enfriarse completamente, de esta forma la temperatura va aumentando escalonadamente hasta el valor final que tardará más tiempo en alcanzarse que en el régimen continuo.
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PARA UN MECANISMO DE TRASLACION TENEMOS QUE:
a) La potencia de la máquina de trabajo o eje de trabajo será:
Pmt=F .V KwPar motor:
M=975 Pnm .Kg
Donde:Ft = Resistencia al rodamienton = revoluciones (rpm)v = velocidad
Entonces:Sea: Ft = 2 KN y V = 1.35 m/s
Tenemos que la potencia del motor será:P=2 x1.35=2.7Kw
Pmt=2.7Kw
b) Determinación de la transmisión:
η=ηtc . ηta . ηacople . ηrodamiento
Sea:
a) ηtc=0.96 Eficiencia de la transmisión cerradab) ηta=0.95 Eficiencia de la transmisión abiertac) ηacople=0.98 Eficiencia de la transmisión en el acopled) ηrodamiento1=0.99 Eficiencia en los rodamientose) ηrodamiento2=0.99
Entonces:
η=0.96 x0.95 x 0.98 x0.99 x0.99η=0.876
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c) Determinación de la potencia requerida para el motor
P=Pmt
ηKw
Donde:
a) Pmt : Potencia de la máquina de trabajob) η :rendimiento delmotor
Entonces la potencia del motor que requerimos será:
P= 2.70.876
Kw
P=3.08Kw
d) Potencia Nominal: Debe ser mayor a la requerida o de valor igual.
Pnom≥ P
3.73Kw≥3.08Kw
e) Selección del motor:
Por tanto:
Teniendo de referencia la potencia calculada para la grúa puente con los requerimientos establecidos, y viendo los catálogos de motores eléctricos tenemos los siguientes motores con sus respectivas frecuencias para ser evaluados:
Motor 1:
Código= 25000001094 Tipo= 1LA7 112-2YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=3480 RPM Torque = 10.24 N.m Peso= 28 kg
Motor 2:
Código= 25000001121
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Tipo= 1LA7 112-4YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=1740 RPM Torque = 20.47 N.m Peso= 28.7 kg
Motor 3:
Código= 25000001146 Tipo= 1LA7 130-6YA60 Potencia=3.73Kw o 5 HP Velocidad nominal=1150RPM Torque = 30.97 N.m Peso= 40.5 kg
2) Determinación de la relación de los engranajes y sus eslabones:
a) Frecuencia de giro del eje de transmisión de la máquina de trabajo
Sabemos que:
V= πDn60 ∙1000
Entonces
nmt=60 ∙1000 ∙ v
πD
Donde:
V: velocidad de la grúa puente D: diámetro
nmt=60 ∙1000 ∙1.35
π (300)=85.94 RPM
nmt=85.94 RPM
b) Determinación del tren de velocidad para todas las posibles variantes del motor:
Sabemos:T V 1=ηnom 1/ηmt
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T V 2=ηnom2/ηmt
T V 3=ηnom3/ηmt
Donde:
ηnom 1:Velocidad nominal delmotor
ηmt :Velocidad de girodel eje de lamaquinade trabajo
Por tanto tenemos:
T V 1=3480/85.94=40.49T V 2=1740/85.94=20.25T V 3=1150 /85.94=13.38
c) Determinación de la relación de reducción de los niveles de reducción
Sabemos: T V=V Rtc ∙V Rta
Teniendo en cuenta el diseño de la grúa- puente tomaremos el reductor (nivel de reducción 1) como fijo y el segundo nivel de reducción haremos variar, evaluando con cada velocidad de transmisión de la maquina con el fin de encontrar relación de reducción de los niveles adecuado para nuestro diseño:
Por tanto:
V Rta=T V
V Rtc
Valores Usuales para reducciones de un grado para:
Engranes cilíndrico y cónicos2 2.5 3.15 4 5 6.3
2.14 2.8 3.55 4.5 5.6 7.1
Para TV1 con todos los valores usuales tenemos:
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a) V Rta=40.492
=20.25
b) V Rta=40.492.5
=16.20
c) V Rta=40.493.15
=12.85
d) V Rta=40.494
=10.12
e) V Rta=40.495
=9.34
f) V Rta=40.496.3
=6.4
g) V Rta=40.492.14
=18.92
h) V Rta=40.492.8
=14.46
i) V Rta=40.493.55
=11.41
j) V Rta=40.494.5
=8.10
k) V Rta=40.495.6
=7.23
l) V Rta=40.497.1
=5.70
Para TV2 con todos los valores usuales tenemos:
a) V Rta=20.252
=10.125
b) V Rta=20.252.5
=8.1
c) V Rta=20.253.15
=6.43
d) V Rta=20.254
=5.1
e) V Rta=20.255
=4.05
f) V Rta=20.256.3
=3.21
g) V Rta=20.252.14
=9.46
h) V Rta=20.252.8
=7.23
i) V Rta=20.253.55
=5.70
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j) V Rta=20.254.5
=4.5
k) V Rta=20.255.6
=3.16
l) V Rta=20.257.1
=2.85
Para TV3 con todos los valores usuales tenemos:
a) V Rta=13.382
=6.69
b) V Rta=13.382.5
=5.35
c) V Rta=13.383.15
=4.23
d) V Rta=13.384
=3.35
e) V Rta=13.385
=2.68
f) V Rta=13.386.3
=2.12
g) V Rta=13.382.14
=6.25
h) V Rta=13.382.8
=4.78
i) V Rta=13.383.55
=3.77
j) V Rta=13.384.5
=2.97
k) V Rta=13.385.6
=2.39
l) V Rta=13.387.1
=1.88
Entonces:
Para el diseño, la relación adecuada entre los niveles del reductor será cuando:
Tv =20.25 (Tren de velocidad) debido que para V rtc=4.5 (relación del reductor cerrado) tenemos que V rta=4.5 (relación del reductor abierto), para la cual la velocidad nominal del motor es 1740 RPM.
d) Determinar la máxima desviación permitida de la frecuencia de giro de transmitido de la máquina de trabajo
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Δ nmt=nmt ∙ δ
100Donde:
nmt : Frecuencia de giro del eje del rotor de la maquina
δ : Porcentaje de desviación
Entonces:
Δ nmt=85.94 x 4100
=3.44
e) Determinación de la frecuencia de giro con tolerancia del eje transmitido de la máquina de trabajo considerando su desviación nm , rpm.
nm=nmt ± Δ nmt
Reemplazando:
nm=85.94 ±3.44=89.38 RPM
f) Determinar la relación de reducción efectiva de la trasmisión T v ef :
Como:
TV ef=nnom/nm
Entonces:
TV ef=174089.38
=19.47
g) Precisando la relación de reducción abierta tenemos:
Como:
V Rta=TV ef /V Rtc
Entonces:
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V Rta=19.47/ 4.5=4.33
Por tanto teniendo en cuenta la desviación permitida del eje podemos concluir que nuestra relación del reductor abierto será:
V Rta=4.33Y
V Rtc=4.5
Donde:
V Rtc- Relación de velocidades de la trasmisión cerrada (reductor) V Rta- Relación de velocidades de la trasmisión abierta
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3.- Calcular los parámetros de fuerza y Cinemáticas de la transmisión:
Parámetro EjeMotor/Acople/Transmisión cerrada/
Transmisión abierta/Maquina de Trabajo
PotenciaP,
Kw
M Pmotor=3.73Kw
R P1=Pmotor ηacople ηrod=3.62Kw
L P2=P1ηtcηrod=3.44Kw
MT PMT=P2ηta ηrod=3.23Kw
Frecuencia
de giron,
rpm
Velocidad
angular,ω
1/seg
M nnom=¿ 1740 RPM ωnom=πnnom
30=182.21 rad
seg
R n1=nnom=1740 RPM ω1=ωnom=182.21radseg
L n2=n1VRtc
=386.67RPM ω2=ω1
VR tc
=40.50 radseg
MT nmt=n2VRta
=89.30RPM ωmt=ω2VRta
=9.35 radseg
Momento de torsiónT,
Nm
M T m=Pm
ωnom
=20.47Nm
R T 1=T mηacopleηrod=19.46Nm
L T 2=T1VRtcηtcηrod=83.21Nm
MT T mt=T 2VR taηta ηrod=349.6Nm
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ELECCIÓN DEL MATERIAL DE LOS ENGRANAJES Y DETERMINACIÓN DE LAS TENSIONES PERMITIDAS
ELECCIÓN DE LA DUREZA, TRATAMIENTO TÉRMICO Y MATERIAL DE LOS ENGRANAJES
Consideraremos:
Se consideraran aceros endurecidos totalmente o aceros templados superficialmente.
La diferencia entre las durezas medias del piñón y de la rueda se encuentra entre 20… 50 HB.
Para aumentar la capacidad de carga y disminuir las dimensiones y el peso las diferencias pueden alcanzar a más de 70 HB.
CARACTERÍSTICAS DE LOS ACEROS:
ACEROS ENDURECIDOS TOTALMENTE
Los engranes de los impulsores de maquinas herramientas, y muchos tipos de reductores de velocidad. De servicio medio ha pesado, se fabrican normalmente con aceros al medio carbón (entre 0,25 y 0,7 % de C).
Entre una gran variedad de aceros al carbón y aleados están:
La dureza de los aceros utilizados en los engranajes es menor o igual a 350 HB No se recomienda valores de más de 400HB para estos aceros
TABLA DE ESFUERZO DE CONTACTO ADMISIBLE
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TABLA DE ESFURZO FLXIONNATE ADMISIBLE
ACEROS TEMPLADOS / ENDURECIDOS SUPERFICIALMENTE
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El templado por llama, por inducción, por cementación y por nitruración se realiza para producir una gran dureza en la capa superficial de los dientes de engranes, estos procesos crean valores de 50 a 64 HRC (ROCKWELL C).
TABLA CON LAS CARACTERÍSTICAS DEL MATERIAL ELEGIDO
Características mecánicas del material de la trasmisión de engranajes
Elemento Material Tratamiento térmico dureza [ ]σ H (KSI) [ ]σ F (KSI)
Piñón ACERO AISI 3215 CEMENTADO 62 HRC 22.5 65
Rueda ACERO AISI 3215 CEMENTADO 60 HRC 21.0 61
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CÁLCULO DE LA TRANSMISIÓN DEL REDUCTOR
CASO DE TRANSMISIÓN DE ENGRANES CILÍNDRICOS (RUEDAS)
CALCULO PARA LA TRANSMISIÓN DEL EJE RÁPIDO AL LENTO
Determinación de la distancia entre ejes [aw]
aw≥ Ka(u+1)3√ T2 ∙10
3
φau2¿¿
¿
Donde:
Ka - coeficiente auxiliar
Ka = 49,5 para transmisiones de engranes rectos
φa – coeficiente de ancho de la cara del diente
φa=b2/aw
φa = 0,20…0,25 para piñones en transmisiones abiertas
Tomaremos φa = 0.225
u - relación de transmisión (VR1 o VR2 según sea el caso)
u = 4.5 EJE LENTO
T 2 - momento de torsión del eje lento
T2 = 83.21Nm=83210Nmm
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
[σ ]H – esfuerzo de contacto admisible de la rueda con menor dureza o esfuerzo admisible medio.
[σ ]H=22.5Ksi=155.13N /mm2
K Hβ - coeficiente de irregularidad de la carga a lo largo de los dientes
K Hβ = 1 para estos casos de transmisión.
Por tanto tenemos que:
aw=49.5 (4.5+1)3√ 832100.225 x 4.52 x (155.13)2
∙1
aw=248.32mm 25cm
DETERMINACION DEL MODULO DE ENGRANE m, mm
m≥2K mT 2 ∙10
3
d2b2 [σ ]FDonde:
Km - coeficiente auxiliar.
Km = 6,8 para transmisiones de engranes rectos
d2 - diámetro de engrane de la rueda, mm
d2=2awu
(u+1)=2 (250 )(4.5)
(4.5+1)=409.09mm
b2 – ancho de la cara del diente, mm
b2=φaaw
b2=0.225 (250 )=56.25mm
[σ ]F - esfuerzo flexionante permitido del material de la rueda, N/mm2
[σ ]F=65Ksi=448.16N /mm2
Por Tanto:
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
m=2 (6.8 ) (83210 )
(409.09 ) (56.25 )(448.16)=0.98mm
TOMAREMOS 1 mm PARA EL CÁLCULO
DETERMINAR EL ÁNGULO DE INCLINACIÓN DE LOS DIENTES
βmin=arcsin3,5b2
El ángulo de inclinación varía entre 8 y 9 grados pero por el aumento de las fuerzas axiales se prefiere ángulos bajos
Entonces:
βmin=arcsin3,556,25
=4.56grados
βmin≈5 grados
DETERMINAR LA SUMA DE LOS DIENTES DEL PIÑÓN Y DE LA RUEDA
Para ruedas de engranes rectos:
zΣ=z1+z2=2aw /mPor tanto:
zΣ=z1+z2=2(250mm)
(1mm)=500
Por tanto la suma es:zΣ=500
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Precisar la magnitud real del ángulo de la transmisión helicoidal
β=arcos z Σm/ (2aw )
β=arcos500 x 1mm2(250mm)
=0 grado
Determinar el número de dientes del piñón.
z1=zΣ /(1+VR)
z1=5001+4.5
=90.91 91
Se recomienda z1≥18Determinar el número de dientes de la rueda.
z2=zΣ−z1=500−91=409
Determinar la relación de transmisión (VR) de facto, real.
VRR=z2z1
=50091
=5.5
Determinar la distancia de facto entre ejes, mmPara engranes rectos:
aw=( z1+z2)m2
=5002
=250mm
DETERMINACIÓN LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS FUNDAMENTALES DE LA TRANSMISIÓN (mm)
PARÁMETROPIÑÓN RUEDA
RECTO RECTO
DIÁMETRO
d1=mz1=91mm d2=mz2=409mm
da1=d1+2m=93mm da2=d2+2m=411mm
d f 1=d1−2,4m=88.6mm 89mm d f 2=d2−2,4m=406.6mm 407mm
ANCHO DE LA RUEDAS
b1=b2+(2…4 )mm=59.25mm 59mm b2=φaaw=56.25mm 56mm
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
CALCULO PARA LA TRANSMISIÓN DEL EJE LENTO AL EJE DE TRABAJO
Determinación de la distancia entre ejes [aw]
aw≥ Ka(u+1)3√ T9 ∙10
3
φau2¿¿
¿
Donde:
Ka - coeficiente auxiliar
Ka = 49,5 para transmisiones de engranes rectos
φa – coeficiente de ancho de la cara del diente
φa=b2/aw
φa = 0,20…0,25 para piñones en transmisiones abiertas
Tomaremos φa = 0.225
u - relación de transmisión (VR1 o VR2 según sea el caso)
u = 4.3
T 2 - momento de torsión del eje lento
T2 = 349.6Nm=349600Nmm
[σ ]H – esfuerzo de contacto admisible de la rueda con menor dureza o esfuerzo admisible medio.
[σ ]H=22.5Ksi=155.13N /mm2
K Hβ - coeficiente de irregularidad de la carga a lo largo de los dientes
K Hβ = 1 para estos casos de transmisión.
Por tanto tenemos que:
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
aw=49.5 (4.33+1)3√ 3496000.225 x 4.332 x (155.13)2
∙1
aw=398.42mm 40cm
DETERMINACION DEL MODULO DE ENGRANE m, mm
m≥2K mT 3 ∙10
3
d2b2 [σ ]FDonde:
Km - coeficiente auxiliar.
Km = 6,8 para transmisiones de engranes rectos
d2 - diámetro de engrane de la rueda, mm
d2=2awu
(u+1)=2 (400 )(4.33)
(4.33+1)=649.91mm 65cm
b2 – ancho de la cara del diente, mm
b2=φaaw
b2=0.225 (400 )=90mm
[σ ]F - esfuerzo flexionante permitido del material de la rueda, N/mm2
[σ ]F=65Ksi=448.16N /mm2
Por Tanto:
m=2 (6.8 ) (349600 )
(650 ) (90 )(315.16)=0.26mm
DETERMINAR EL ÁNGULO DE INCLINACIÓN DE LOS DIENTES
βmin=arcsin3,5b2
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
El ángulo de inclinación varía entre 8 y 9 grados pero por el aumento de las fuerzas axiales se prefiere ángulos bajos
Entonces:
βmin=arcsin3,590
=2.5 grados
βmin≈3 grados
DETERMINAR LA SUMA DE LOS DIENTES DEL PIÑÓN Y DE LA RUEDA
Para ruedas de engranes rectos:
zΣ=z1+z2=2aw /mPor tanto:
zΣ=z1+z2=2(400mm)
(1mm)=800
Por tanto la suma es:zΣ=800
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Precisar la magnitud real del ángulo de la transmisión helicoidal
β=arcos z Σm/ (2aw )
β=arcos800 x1mm2(400mm)
=0grado
Determinar el número de dientes del piñón.
z1=zΣ /(1+VR)
z1=8001+4.33
=150.09 150
Determinar el número de dientes de la rueda.
z2=zΣ−z1=800−150=650
Determinar la relación de transmisión (VR) de facto, real.
VRR=z2z1
=650150
=4.33
Determinar la distancia de facto entre ejes, mmPara engranes rectos:
aw=( z1+z2)m2
=8002
=400mm 40cm
DETERMINACIÓN LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS FUNDAMENTALES DE LA TRANSMISIÓN (mm)
PARÁMETROPIÑÓN RUEDA
RECTO RECTO
DIÁMETRO
(DIÁMETRO DE PASO) d1=mz1=150mm (DIAMETRO DE PASO) d2=mz2=650mm
da1=d1+2m=152mm da2=d2+2m=652mm
d f 1=d1−2,4m=147.6mm 148mm d f 2=d2−2,4m=647.6mm 648mm
ANCHO DE LA RUEDAS
b1=b2+(2…4 )mm=151mm b2=φaaw=90mm
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
CARGA DE ARBOLES DEL REDUCTOR
Los árboles, a diferencia de los ejes, además de sostener los elementos giratorios trasmiten momentos torsores, por consiguiente, los árboles resultan cargados, no solo por esfuerzos normales debido a los momentos flectores, sino también, por esfuerzos tangenciales generados por momentos torsores, en toda la longitud o en sectores aislados del árbol.
1. Determinación de las Fuerzas en los engranes de la transmisión Reductora2. Determinación de las Fuerzas en Voladizo
1. DETERMINACIÓN DE LAS FUERZAS EN LOS ENGRANES DE LA TRANSMISIÓN REDUCTORA
Datos:
T 1=torqueen el primer eje (ejemás rápido )=83210NmmT 2=torqueen el segundoeje (ejemás lento )=349600Nmmd1=diámetrode pasodel piñónenel primer eje (ejemás rápido )=150mmd2=diámetrode pasode lacoronaenel segundo eje (ejemás lento )=650mmα = ángulo de presión de engrane (tomar valor = 20°)β=ángulode hélice (de acuerdoacálculosanteriores )=0
TIPO DE TRANSMISIÓN
FUERZA EN EL ENGRANE
MAGNITUD DE LA FUERZA (N)En el Piñón En la Corona
Helicoidal
Tangencial F t1=F t2=1076N F t2=2T 2d2
=2 x (349600)
650=1076N
Radial F r1=F r2=392N F r2=F t2tgαcosβ
=1076 xtg(20)cos 0
=392N
axial Fa1=Fa2=0 Fa2=Ft 2tgβ=1076 xtg (0 )=0
2. DETERMINACIÓN DE LAS FUERZAS EN VOLADIZO (TRANSMICION ABIERTA)
TIPO DE TRANSMISIÓN
FUERZA EN EL ENGRANE
MAGNITUD DE LA FUERZA (N)En el Piñón En la Corona
Engrane RectoTangencial F t1=F t2=1076N F t2=
2T 2d2
=2 x (349600)
650=1076N
Radial F r1=F r2=392N F r2=F t2tgα=1076 xtg (20 )=392N
Acople Radial En el eje rápido En el eje lentoPara engranes
FM 2=125√T2=125√349600=73909N
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Grafico que muestra las fuerzas tangenciales, radiales y axiales del par de engrane, en este caso los vectores son designados con “W” y no “F”
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3. ESQUEMA DE FUERZAS DE CARGA DE LOS EJES DEL REDUCTOREl Esquema para el mecanismo de grúa puente será el mismo ya que el motor eléctrico posee el mismo sentido de giro, como la que se muestra en la figura.
Fuerza Piñón Corona
F t 1076 N
F r 392 N
Fa 0 N
ω 182,21 40,50
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
CALCULO PRELIMINAR DE EJESCOMPOSICIÓN DE ANTEPROYECTO DEL REDUCTOR
1. Determinar el material de los árboles2. Determinar las tensiones admisibles a la torsión3. Determinar los parámetros geométricos del escalonamiento de los arboles4. seleccionar tipo de rodamiento preliminar5. trabajar bosquejo de la transmisión (vista general)
Los arboles se calculan a la resistencia compleja, puesto que además de las cargas de flexión, transmiten momento de torsión.
1. DETERMINAR EL MATERIAL DE LOS ÁRBOLES
El material que utilizaremos para los arboles es: E230 Bohler (AISI 3215)
2. DETERMINAR LAS TENSIONES ADMISIBLES A LA TORSIÓN
Las tensiones Admisibles serán:
Para el eje lento [ τ ]T = 15 Nm2
Para el eje rápido [ τ ]T = 20 Nm2
3. DETERMINAR LOS PARÁMETROS GEOMÉTRICOS DEL ESCALONAMIENTO DE LOS ARBOLES
ESCALONAMIENTO EJE – PIÑÓN (FIG1) EJE DE CORONA (FIG3)
1ro
d1 d1=3√ T0,2 [ τ ]T
=3√ 83,210,2(15)
=27,74mm d1=3√ T0,2 [ τ ]T
=3√ 349,60,2(20)
=40mm
l1 l1=(0,8)(27.74mm) = 22.19 mm l1=(0,8)(40 mm) = 32 mm
2dod2 d2=27.74mm+2 (2,2mm )=32.14mm d2=40mm+2 (2,5mm )=45mml2 l2≈1,5 (32.14mm )=48.21mm l2≈1,25 (45mm )=56,3mm
3erd3 d3=32.14mm+3,2 (2 )=38.54mm d3=45mm+3,2 (2,5 )=53mml3 l3≈65mm l2≈73mm
4to
d4 d4=d2=32.14mm d4=d2=45mm
l4l4=Bl4=T
5to
d5No se construye
d5=d3+3 f=53+3(1,2)=56,6mm
l5 l5≈28mm
Mecanismo de Movimiento Grúa-Puente
4. ESQUEMATIZANDO LOS DATOS OBTENIDOS TENEMOS:
PARA EL PIÑON:
PARA LA CORONA:
L1=22.19mmL2=48.21mmL3=65mm
d1=27.74mmd2=32,14mmd3=38.54mm
t=2,2mm
L1=32mmL2=56,3mm
L3=73mm
L5=28mm
d1=40mmd2=45mmd3=53mmd4=45mm