Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior.
|
|
- Encarnación Ruiz Vera
- hace 6 años
- Vistas:
Transcripción
1 Ingeniería Mecánica, ( 001 ) Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría (ISPJAE). Facultad de Ingeniería Mecánica. Departamento de Mecánica Aplicada Calle 116 s/n, CUJAE, Marianao 15. Ciudad de la Habana, Cuba. Teléfono : (537)-6067 Fax cidim@mecanica.ispjae.edu.cu (Recibido el 10 de enero de 001; aceptado el de febrero de 001) Resumen En el articulo se presentan y esclarecen las cinco diferentes metodologías de cálculo del coeficiente de carga dinámica presentes en la Norma ISO Con el objetivo de conocer la conveniencia de aplicación y las limitaciones que presentan los diferentes métodos de cálculo son comparados estos con algunos resultados prácticos. Aunque las valoraciones del coeficiente de carga dinámica en los engranajes cilíndricos están en una etapa bastante avanzada aún los procedimientos contemplados en la actual Norma ISO muestran dificultades en la precisión de la frecuencia de resonancia del engranaje. Palabras claves: Engranajes cilíndricos, cargas dinámicas, norma ISO, factor de carga dinámica. 1. Introducción. Luego de más de una década de trabajo del Grupo No. 6 del Comité Técnico 60 de ISO, responsabilizado con la elaboración y aprobación de normas internacionales relativas a transmisiones por engranajes, es editada en septiembre de 1996 la Norma ISO 6336 para el cálculo de la capacidad de carga de engranajes cilíndricos [1]. Mucho del tiempo empleado en el análisis y aprobación de esta norma fue dedicado a lograr conciliar las diversas propuestas de cálculo de aquellos factores con influencia en la capacidad de carga de los engranajes cilíndricos y de aceptación por la mayoría de los conocedores del tema. Dentro de aquellos factores con una mayor diversidad de propuestas, es destacable el factor de carga dinámica Kv, el cual toma en cuenta las cargas generadas internamente en los dientes de las ruedas, inducidas por un contacto de los dientes fuera de la línea de engrane y por imperfecciones de sus flancos activos. El coeficiente de carga dinámica es posiblemente uno de los aspectos más investigados y todavía poco comprendidos en los engranajes. Muchos han sido los esfuerzos dirigidos para lograr una evaluación precisa de este factor, en los cuales destacan los trabajos realizados por Buckingham [], Tuplin [3,4] y Niemann [5], así como posteriormente los recogidos en las normas DIN 3990 [6] y AGMA 001 [7]. Muchos de estos trabajos fueron las fuentes básicas empleadas por los miembros de ISO/TC60-WG6, para elaborar la Norma ISO Diferentes métodos para el cálculo de Kv en la Norma ISO :96. En la Norma ISO 6336 son aceptados un total de cinco métodos para evaluar el coeficiente Kv, conocidos como método A, B, C, D y E, con diferencias en la complejidad de cálculo y en los factores considerados con influencia en las cargas dinámicas internas. Hasta el momento solo se tienen fórmulas aproximadas para determinar el referido coeficiente, por lo que se hace necesario conocer la conveniencia de aplicación y las limitaciones que presentan los diferentes métodos de cálculo del coeficiente de carga dinámica expuestos en la Norma ISO :96.
2 Coeficiente de carga dinámica según Método A. Este método es aplicable cuando se dispone de una suficiente información del comportamiento y magnitud de la carga dinámica generada internamente durante la transmisión del movimiento entre las ruedas, soportando los dientes una carga plena en el régimen de explotación nominal. Se prevé que este coeficiente de carga dinámica sea evaluado a partir de mediciones exactas y con un amplio análisis matemático del sistema de transmisión. Este es un método recomendado cuando se dispone de toda la información referida a la carga en los dientes y la posibilidad de definir con exactitud practica la magnitud de la fuerza interna generada por los impactos entre los dientes, permitiendo una evaluación del factor de carga dinámica Kv según la siguiente relación : Fd + Ft (1) Kv = Ft donde: F d : Incremento dinámico de la carga en los dientes, debido a la respuesta dinámica del engranaje a la excitación producida por los errores de transmisión, sin incluir la fuerza tangencial nominal trasmitida [N]. F t : Fuerza tangencial nominal trasmitida [N].. - Coeficiente de carga dinámica según Método B. El procedimiento de cálculo del coeficiente de carga dinámica Kv en engranajes de ejes paralelos y ruedas cilíndricas, según el método B, toma como referencia la norma alemana DIN y fue aceptado con ligeras modificaciones en la Norma ISO Para la evaluación del coeficiente de carga dinámica K V este método propone que el par de ruedas engranadas sea considerado como dos masas reducidas m * 1 y m *, las cuales son vinculadas a un muelle de * rigidez c γ. En el modelo de análisis, los parámetros m 1 * y m son representativos de las masas del piñón y de la rueda por unidad de ancho y el termino c γ del valor unitario medio de la rigidez. El modelo de análisis previsto para evaluar K V considera la influencia de la frecuencia de resonancia en el incremento de la carga dinámica en los dientes, según es mostrado en la figura 1, aunque para ciertos casos los valores esperados no son lo suficientemente precisos, pues no es considerada la influencia de otras etapas de la transmisión en el engranaje analizado, ni los efectos que puede producir la vibración torsional en todo el sistema de transmisión, entre otros aspectos. Las fórmulas para evaluar K V corresponden con los siguientes cuatros regímenes, definidos al considerar la posible resonancia del engranaje y la relación entre la frecuencia de rotación del piñón n 1 y la frecuencia de resonancia n E1 : Subcritico. [n 1 /n E1 0,85] Resonancia. [0,85 < n 1 /n E1 1,15] Intermedio. [1,15 < n 1 /n E1 <1,5]] Supercritico. [n 1 /n E1 1,5] 0,85 Figura 1 - Comportamiento del coeficiente de carga dinámica Kv en dependencia de la razón de resonancia (N=n 1 / n E1 ), para una carga nominal constante en los dientes, según el método B. Para establecer el régimen de trabajo del par de ruedas analizadas, es empleado el factor adimensional N, denominado Razón de Resonancia y calculado según la ecuación () : n n π z m N = 1 = 1 1 red () ne cγ n 1 : frecuencia de rotación del piñón (min -1 ). z 1 : número de dientes en el piñón. c γ : rigidez media por ancho de diente en el engrane (N/(mm.µm)), m red : masa por unidad de ancho de las ruedas, reducida y ubicada sobre la línea de engranaje (kg/mm). Para el cálculo de la masa reducida m red, pueden ser empleados los procedimientos clásicos de Teoría de Mecanismos y Mecánica Teórica. Para el caso particular de un par de ruedas cilíndricas con contacto exterior puede ser empleada la ecuación siguiente : I * * 1 I m red = I * * 1 rb + I rb1 I 1 1 1,15 1,5 N=n 1 / n E1 (kg/mm) (3) I * 1, I * : momentos polares de inercia de las masas de las ruedas, por unidad de ancho (Kg.mm /mm). r b1, r b : radios básicos de las ruedas (mm). Para caracterizar la rigidez media del engrane es empleado el valor medio de rigidez de todos los dientes en el engrane. La ecuación (4) es apropiada, en cálculos II
3 Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. 59 aproximados, para el caso de engranajes cilíndricos con valores de coeficientes de recubrimiento transversal ε α 1, y ángulos de hélice β 45 [8]. ' cγ = c ( 0,75 εα + 0,5) (N/(mm.µm)) (4) ε α : coeficiente de recubrimiento en el plano transversal. c : rigidez de un par de dientes engranados (N/(mm.µm)). La rigidez de un par de dientes c en la ecuación (4) es considerada como la rigidez máxima del par de dientes en contacto durante su trayectoria por la línea de engranaje. Este valor es aproximadamente igual a la máxima rigidez del par de dientes en la zona en que solo ellos trasmiten la carga. Para una carga especifica en los dientes del engrane mayor de 100 N/mm, es orientada la ecuación (5) para calcular la rigidez del par de dientes. c ' ' = 0,8 c th C C cos( β) (N/(mm.µm)) (5) R B β : ángulo de la hélice de los dientes en el cilindro de referencia. C R : factor por tipo de rueda. Para ruedas macizas debe ser tomado C R = 1, en caso de ruedas con vaciados en sus llantas pueden ser tomado hasta un valor mínimo de C R = 0,7. C B :factor por tipo de cremallera básica. Para engranajes con cremallera básica de referencia según ISO puede ser empleado C B = 1, para otras condiciones es orientado evaluar la siguiente ecuación: * * ο C α B = 1+ 0,5 1+ ρ fp h fp 1 0,0 0 (6) siendo : ρ * fp :factor del radio de curvatura en el pie del diente de la cremallera de referencia. h * fp : factor de altura del pie del diente en la cremallera de referencia. α : ángulo de flanco del perfil del diente en la cremallera de referencia ( ). c th : rigidez teórica de un par de dientes engranados (N/(mm.µm)). El valor de la rigidez teórica puede ser obtenido de la ecuación (7) y la tabla 1 c C C C C x ' 3 th = C4 x1 + z z z 5 1 C x + C6 x + z 7 v1 v v1 v + C x + C x (N/(mm.µm)) (7) Tabla 1- Valores de los coeficientes de la ecuación [7]. Unidades en (N/(mm.µm)). C 1 C C 3 C 4 C 5 C 6 C 7 C 8 C 9 0,0473 0, ,5791 0, , , ,4188 0,0059 0,0018 x 1, x : coeficientes de corrección de los dientes del piñón y de la rueda. z v1, z v : número de dientes de las ruedas equivalentes (virtuales). Los errores inevitables, durante la elaboración de las ruedas dentadas, en la magnitud del paso y la forma del perfil, así como los desplazamientos elásticos de los dientes bajo carga, provocan cierta irregularidad del movimiento en la rueda conducida a pesar que la rueda motriz gire uniformemente. Esta irregularidad del movimiento provoca cargas dinámicas sobre los dientes y el trabajo del engranaje con vibraciones y ruidos. Las principales cargas dinámicas en los dientes de las ruedas se producen al engranar los dientes y desengranar el par de dientes precedente. Para conseguir el trabajo sin colisiones, es necesario que los dientes al trasmitir la carga establezcan contacto sobre la línea de engrane, es decir, que sean iguales los pasos de los dientes de las ruedas engranadas y que los perfiles de los dientes garanticen que la normal al punto de contacto pase por el punto de tangencia de las circunferencias primitivas. Por ello, a pesar de que las ruedas se fabricaran con absoluta exactitud, tendrían lugar las colisiones, ya que las deformaciones, inevitables de los dientes a causa de la carga, influyen en el engrane del mismo modo que los errores del paso o del perfil. Experiencias obtenidas de los estudios realizados por los profesores estadounidenses Seireg y Houser, demuestran el significativo efecto que producen los errores de paso en la carga dinámica interna generada en el engranaje [10 ]. Además de la influencia que ejercen los errores de fabricación en los valores de cargas dinámicas, es necesario considerar el efecto que produce la inevitable variación de la rigidez de los pares de dientes engranados, originada por la variación del número de dientes en contacto y la posición ocupada por ellos en la línea practica del engrane. Según puede ser observado en la figura, la rigidez de un par de dientes engranados
4 60 varia en dependencia de la zona del contacto [11]. Pero más significativa es la variación de la rigidez cuando es analizado el comportamiento conjunto de los pares de dientes engranados a lo largo de la línea practica, como es apreciable en la figura 3. Esta variación de la rigidez provoca una influencia significativa en la redistribución no uniforme de la carga sobre los dientes y produce deformaciones abruptas que generan cargas dinámicas apreciables. La influencia en la carga dinámica de la precisión del engrane y la variación cíclica de la rigidez es considerada en el cálculo del coeficiente de cargas dinámicas mediante los siguientes parámetros adimensionales : ' c fpbeff Bp = K F A t be ' c fteff Bf = KA Ft be ' c Ca Bk = 1 K F A t be (8) (9) (10) siendo : K A : coeficiente de aplicación de la carga. b e : ancho de engrane (mm), f pbeff : desviación efectiva del paso básico después del asentado (µm) f teff : desviación efectiva del perfil del diente después del asentado (µm) Ca : cantidad de modificación del perfil en la cresta del diente (µm). Cth [N/(mm. m)] Línea de engranaje Figura - Rigidez de un par de dientes helicoidales (.z 1 = 53 z = 65 m = 1,5 β = 15 x 1 = 0 x = -0,08 ε α = 1,7 ε β = 1,1 F t /b = 484 N ). [11] Figura 3- Rigidez en un engrane de dientes rectos a lo largo de la línea de engranaje, para 1, ε α 1,8. En caso de no ser conocidos los valores de desviación efectiva del paso básico y del perfil del diente después de producirse el ajuste funcional, ellos pueden ser estimados mediante las siguientes fórmulas : fpbeff fteff = fpb yp (µm) (11) = ff α yf (µm) (1) siendo: f pb : desviación del paso básico (µm) según ISO f fα : desviación del perfil (µm) según ISO y p : asentamiento permisible del paso (µm). y f : asentamiento permisible del perfil (µm). Para dureza superficial en el diente: yp = 0,075 f (µm) (13) pb y f = 0,075 ffα (µm) (14) Para dureza volumétrica en el diente : 160 (µm) (15) yp = fpb σ Hlim pares par Línea de engranaje pares 160 y f = f (µm) (16) fα σhlim siendo σ Hlim : Esfuerzo límite por fatiga superficial del material, para un contacto intermitente (MPa).
5 Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. 61 Coeficiente de carga dinámica en régimen subcritico. Este régimen es considerado por debajo de la zona de peligro de resonancia. Por seguridad es definida esa zona cuando N < 0,85, debido a que el cálculo de la razón de resonancia no considera la influencia de la rigidez de otros componentes de la transmisión como son los arboles, rodamientos y carcaza, los cuales influyen en la precisión del cálculo de la resonancia del engranaje. Es necesario conocer que en este régimen las amplitudes de la vibración pueden ser significativas en valores de razón de resonancia coincidentes con N=1/ y N=1/3. Este mismo problema, pero con efectos menos significativos, puede ocurrir con N=1/4 y N=1/5. Para la evaluación del coeficiente de carga dinámica en el régimen subcritico es empleada la siguiente ecuación y los coeficientes de la tabla : ( C B + C B + C B ) N Kv= 1+ (17) V1 p V f V3 k Coeficiente de carga dinámica en régimen de resonancia. Este régimen es caracterizado por una vibración intensa del engranaje, donde las amplitudes provocadas por la resonancia pueden destruir la transmisión, en caso de ser mantenido el trabajo del engranaje durante un tiempo prolongado en esta zona. En este régimen son alcanzados los máximos valores del coeficiente de carga dinámica según puede ser observado en la figura 1. La aproximación a esta zona de resonancia se revela exteriormente por un aumento constante de las vibraciones, por tal motivo, se considera como rango para este régimen aquel que esta comprendido entre los valores de razón de resonancia de 0,85 y 1,15 Tabla - Valores y fórmulas para el cálculo de los factores C V de las ecuaciones (17), (18) y (19). Coeficiente 1 < ε γ ε γ > C V1 0,3 0,3 C V 0,34 0, 57 ( ε 0, 3 ) γ C V3 0,3 0, 096 ( ε 156, ) γ C V4 0,90 ( 0, 57 0, 05 ε ) ( γ εγ 144, ) C V5 0,47 0,47 C V6 0,47 01, ( ε 174, ) γ Nota : ε γ : Coeficiente de recubrimiento total = ε α + ε β Puede ser calculado el coeficiente de carga dinámica en este régimen mediante la siguiente ecuación y los factores C V de la tabla : ( C B + C B + C B ) Kv = 1 + (18) V1 p V f V4 k Coeficiente de carga dinámica en régimen supercritico. En este régimen pueden ocurrir picos disminuidos de cargas dinámicas en zonas donde la razón de resonancia sea igual a N= ó N=3. Es necesario tener en consideración, que para algunas transmisiones en este régimen, es importante tomar en cuenta las cargas dinámicas debido a la vibración transversal de otros engranajes y árboles. En caso de que el efecto de los otros componentes de la transmisión sobre las cargas dinámicas no sea tenido en cuenta, el coeficiente Kv puede ser valorado mediante la siguiente ecuación : Kv = CV5 Bp + CV6 Bf + C (19) V7 La ecuación (19) es aplicable en la zona donde la razón de resonancia toma valores superiores a 1,5. Los factores C V5 y C V6 pueden ser obtenidos de la tabla, en cambio el factor C V7 debe ser evaluado como : C V 7 = 0,75 para 1 < ε γ 1, 5 (0) C V7 [ π ( ε ) ] = 0, ,15 sen γ (1)
6 6 para 1,5 < ε γ, 5 C V 7 = 1 para ε γ >, 5 () cilíndricos de dientes rectos o de dientes helicoidales con un coeficiente de recubrimiento axial mayor que 1 (ε β 1), puede ser calculado mediante la siguiente expresión : Coeficiente de carga dinámica en régimen intermedio. Kv = 1+ K1 z v K 1 + u ( F K / b ) 100 t A e u + 1 (4) Este es un régimen de transición entre el régimen critico y el supercritico, por ello el coeficiente de carga dinámica es determinado mediante interpolación lineal entre estos regímenes. ( 1,5 N) (3) Kv = Kv ( N= 1,5 ) + [ Kv ( N= 1, 15) Kv ( N= 1,5 )] 0,35.3. Coeficiente de carga dinámica según método C. La determinación del coeficiente de carga dinámica mediante el método C está basada en el procedimiento brindado por el método B, pero con la introducción de algunas consideraciones simplificadoras como : Es considerado un régimen subcritico de resonancia para el engrane. Se asume que el piñón y la rueda son masas aisladas. El cálculo orientado es para cargas especificas F t.k A /b e 100 N/mm. A partir de las consideraciones anteriores, el coeficiente de carga dinámica para engranajes donde: v : velocidad circunferencial (m/s). u : razón de engrane. K1 y K : factores de cálculo evaluados según la tabla 3. Para engranajes cilíndricos con dientes helicoidales y coeficiente de recubrimiento axial menor que 1 (ε β < 1), el valor del coeficiente de carga dinámica es determinado mediante la interpolación lineal del valor de Kv para dientes rectos y para dientes helicoidales, según la fórmula (5). ( Kvα β) Kv = Kvα εβ Kv (5) donde: Kvα : factor dinámico considerando dientes rectos. Kvβ : factor dinámico considerando dientes helicoidales con ε β 1. ε β : coeficiente de recubrimiento axial del engranaje analizado. Tabla 3- Valores de los factores K1 y K para el cálculo del coeficiente de carga dinámica según el método C. Tipo de Valores de K1 según el grado de precisión ISO138-1 Valores de diente K todos Recto 7,5 14,9 6,8 39,1 5,8 76,6 0,0193 Helicoidal 6,7 13,3 3,9 34,8 47,0 68, 0, Coeficiente de carga dinámica según método D. Kv = 1+ K1 350 z v k u u + 1 (6) Este es un método mucho más simple que el anterior, pero prevé la influencia de menos parámetros y factores en el cálculo del coeficiente de cargas dinámicas. Toma en cuenta las consideraciones del método C, asumiendo que la carga lineal en el diente es de F t.k A /b e = 350 N/mm, un valor aceptado como medio en engranajes industriales. A partir de las anteriores consideraciones la ecuación para el cálculo del coeficiente de carga dinámica es :.5. Coeficiente de carga dinámica según método E. El procedimiento de cálculo del coeficiente Kv, según este método, toma como referencia la norma estadounidense ANSI/AGMA 001-B88 y fue aceptado con ligeras modificaciones en ISO El fundamento del cálculo es empírico y conveniente para engranajes industriales de uso general, según
7 Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. 63 consta en las referencias que sirven de base al método [7]. Este procedimiento no considera las cargas dinámicas producidas en un régimen de resonancia y no debe ser empleado cuando la frecuencia de rotación del piñón exceda el 80% de su frecuencia de resonancia. Para el cálculo del coeficiente de carga dinámica es empleada la siguiente ecuación : Kv = A + B A 00 v (7) A = B (8) ( ) ( C 5) 0, 667 B = 0,5 (9) siendo : C : grado de precisión según ISO v : velocidad circunferencial (m/s). 3. Comparación de los diferentes métodos de cálculo del coeficiente de carga dinámica KV. Con el objetivo de realizar una comparación, entre los diferentes procedimientos normados en ISO , fueron calculados los factores Kv para engranajes en los cuales fueron determinados experimentalmente estos valores, según se describen en los artículos de los profesores japoneses Kubo [13, 14] e Ichimaru [15]. Tabla 4. Parámetros geométricos de los engranajes empleados en los ensayos de Kubo e Ichimaru. Parámetros del engranaje unidades símbolos Kubo Ichimaru Módulo normal mm m 3 6 Número de dientes - z 4 / 36 6 / 6 Distancia entre centros mm a w Ancho de engranaje mm b Ángulo de la hélice β 0 0 Ángulo de la cremallera de referencia α 0 0 Factor de altura del diente - h a * Factor de holgura radial - c* Coeficiente de corrección - x 1 / x 0 / 0 0 / 0 Tipo de ruedas - - macizas macizas Durante los ensayos de Kubo los dientes del engranaje fueron cargados moderadamente con una carga lineal entre 93 N/mm y 185 N/mm, en cambio las ruedas empleadas en los experimentos de Ichimaru soportaron cargas altas en los flancos de los dientes del orden de 40 N/mm, en este último caso los dientes fueron cementados y rectificados alcanzando el engranaje un grado de precisión ISO-6. Las velocidades máximas de las ruedas durante las experiencias fueron de 30,0 m/s, en el caso de los ensayos de Ichimaru, y de 7,0 m/s en las pruebas de Kubo. Ichimaru en sus ensayos fue capaz de obtener los valores del coeficiente de carga dinámica en los regímenes subcriticos y de resonancia. Según las amplitudes de las vibraciones fue estimada la resonancia principal a 3700 min -1. Los puntos de resonancia secundaria (N=1/) y terciaria (N=1/3) fueron observados en las velocidades de 1800 min -1 y 100 min -1 respectivamente. Empleando los métodos de cálculo B,C,D y E del factor Kv fue elaborado un programa de computación que permitió evaluar el coeficiente de carga dinámica para las condiciones de trabajo establecidas y las ruedas dentadas empleadas en los ensayos de Kubo e Ichimaru. En las figuras 4, 5 y 6 son mostrados los resultados obtenidos.
8 64 Coeficiente de carga dinámica Kv 1,5 1,4 1,3 1, 1,1 1 Kv-Exp Kv-C Kv-E Kv-D Kv-B 0 1,5 3 4,5 6 7,5 Velocidad circunferencial m/s Figura 4.- Valores del coeficiente de carga dinámica Kv en dependencia de la velocidad circunferencial V de las ruedas, calculados según los métodos B (Kv-B), C (Kv-C), D (Kv-D) y E (Kv-E) de ISO y los obtenidos en los ensayos de Kubo (Kv- Exp), en un engranaje cilíndrico de precisión ISO-9 con una carga en sus dientes de 185 N/mm. Coeficiente de carga dinámica Kv 1,5 1, 1,15 1,1 1,05 1 Kv-Exp Kv-C Kv-E Kv-D Kv-B 0 1,5 3 4,5 6 7,5 Velocidad circunferencial m/s Figura 5.- Valores del coeficiente de carga dinámica Kv en dependencia de la velocidad circunferencial V de las ruedas, calculados según los métodos B (Kv-B), C (Kv-C), D (Kv-D) y E (Kv-E) de ISO y los obtenidos en los ensayos de Kubo (Kv- Exp), en un engranaje cilíndrico de grado de precisión ISO 7 con cargas en sus dientes de 185 N/mm.
9 Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. 65 Coeficiente de carga dinámica Kv 1,9 1,75 1,6 1,45 1,3 1,15 1 Kv- Exp Kv-D Figura 6.- Valores del coeficiente de carga dinámica Kv en dependencia de la frecuencia de rotación del piñón, calculados según los métodos B (Kv-B), C (Kv-C), D (Kv-D) y E (Kv-E) de ISO y los obtenidos en los ensayos de Ichamuro (Kv-Exp), en un engranaje cilíndrico de precisión ISO-6 con una carga en sus dientes de 40 N/mm. Kv-C Kv-B Kv-E Frecuencia de rotación del piñón n1 (min-1) Conclusiones de las figuras 4 y 5: Analizando las figuras 4 y 5 se observa que el método B proporciona valores pequeños del coeficiente Kv y los valores mayores son obtenidos con los métodos C y E. Con excepción del método E, el resto de los métodos de cálculo analítico otorgan un comportamiento lineal al coeficiente de carga dinámica en dependencia de la velocidad circunferencial de las ruedas. En el caso de los métodos B, C y D la influencia del grado de precisión del engranaje es observada por una variación de la pendiente de la recta, siendo más notable este efecto en el método C. En correspondencia con los ensayos de Kubo y los resultados obtenidos al evaluar los diferentes métodos de cálculo de Kv, se observa que en los engranajes de baja precisión (ISO-9) el método C brinda resultados prácticamente aceptables, en cambio para engranajes con buena precisión (ISO-7) los métodos D y E pueden ser convenientes. Conclusiones de la figura 6: Estudiando los resultados de la figura 6, se comprende que el método de cálculo del factor Kv, según el procedimiento B de ISO, no refleja una buena coincidencia con los diferentes valores obtenidos en los ensayos de Ichimaru, principalmente en el régimen de resonancia principal (N EXP =1) y sus parciales (N EXP =1/3 y N EXP =1/). Este resultado en gran medida, es producto de no ser precisada con exactitud la frecuencia de rotación del piñón en el régimen de resonancia principal del engranaje. En el caso de los ensayos de Ichimaru fue observado el régimen de resonancia principal en el engranaje a una frecuencia de rotación del piñón de 3700 min -1, en cambio, según el método B de ISO este valor debería ser próximo a 6630 min -1. Debido a la incompatibilidad de los resultados en el régimen de resonancia principal y sus parciales, los valores del coeficiente de carga dinámica calculados por los procedimientos normados resultaron menores, con valores entre el 63,4% y el 7,7% de los obtenidos por Ichimaru en sus ensayos, y en las frecuencias de resonancia secundaria y terciaria este rango tuvo valores promedios del 76% y el 80% respectivamente. En cambio, fue observado que durante el régimen subcritico y con una frecuencia de rotación del piñón mayor que la de resonancia secundaria, los valores del coeficiente Kv, obtenidos según los diferentes métodos, fueron algo mayores que los experimentales, con un valores promedios superiores al 13%. Fuera de los puntos de resonancia secundaria, las magnitudes de Kv presentaron un comportamiento aceptable según los métodos B y E de la norma ISO Debe ser notado, que de aplicarse el procedimiento de cálculo de Kv-B, admitiendo que el engranaje trabaja en el régimen de resonancia (fórmula 19), se obtendría un valor de Kv =,047, algo mayor que el valor Kv = 1,830 obtenido en los ensayos de Ichimaru, pero prácticamente aceptable con una diferencia de 11,8%.
10 66 Tabla 5. Razón de resonancia N, calculada según el método B de ISO (N ISO ) y los obtenidos en el ensayo de Ichimaru (N EXP ), en dependencia de la frecuencia de rotación del piñón n 1 y correspondiente a la velocidad circunferencial V de las ruedas. n 1 (min -1 ) V (m/s) ,3 9,8 11,3 1,8 14,7 16,3 19,6,6 4,5 6,7 9,4 Valores de la razón de resonancia según Ichimaru (N Exp ) e ISO (N ISO ) N Exp 1/4.0 1/3.0 1/.6 1/.3 1/.0 1/1.8 1/1.5 1/1.3 1/1. 1/1.1 1/1 N ISO 1/7.4 1/5.5 1/4.8 1/4. 1/3.7 1/3.3 1/.8 1/.4 1/. 1/.0 1/1.8 Tabla 6. Frecuencia de rotación del piñón en el régimen de resonancia principal del engranaje empleado por Ichimaru, según el método B de ISO Parámetros geométricos del engranaje ensayado por Ichimaru, calculados según los datos de la tabla 4: Diámetros de referencia d 1 = d = 156,0 mm Diámetros de fondo d f1 = d f = 141,0 mm Diámetros básicos d b1 = d b = 146,6 mm Diámetros de cresta d a1 = d a =168,0 mm Coeficiente de recubrimiento ε α = 1,6 Momento polar de inercia por unidad de ancho: ρ=7, Kg/mm 3 4 * π da1 π I = ρ = 7,83 10 = 61,34 Kg.mm Masa de las ruedas por unidad de ancho reducida sobre la línea de engranaje: * I 61,34 = 0,05699 Kg / mm m red = = d b 146,6 Rigidez teórica de un par de dientes engranados: ' C C3 0, ,5791 = 15,840 N/(mm.µm) c th = C1 + + = 0, z1 z 6 6 Rigidez de un par de dientes engranados: C R = 1 Ruedas macizas. C B = 1 Cremallera básica de referencia según ISO 53 o c' = 0,8 c th ' CR CB cosβ = 0,8 15, cos0 = 1,67 N/(mm.µm) Rigidez media del engrane: c γ = c' ( 0,75 εα + 0,5) = 1,67 ( 0, 75 1,6+ 0,5) = 18,564 N/(mm.µm) Frecuencia de resonancia principal del piñón: cγ ,564 = 6630 min-1 ne1 = = π z1 mred π 6 0,05699
11 Evaluación de las cargas dinámicas internas en engranajes cilíndricos de contacto exterior. 67 % del valor de Kv experimental Frecuencia de rotación del piñón n1 (min-1) Kv-B Kv-C Kv-D Kv-E Figura 7.- Valores del coeficiente de carga dinámica Kv ISO, según los métodos B, C, D y E, en por cientos del valor del coeficiente experimental Kv Exp. 4. Concluciones Luego del estudio realizado pueden ser brindadas las siguientes conclusiones : A pesar de los muchos esfuerzos realizados para lograr una evaluación precisa del coeficiente de cargas dinámicas, aún existen discrepancias entre los diferentes procedimientos y los resultados que se obtienen a partir de los métodos de cálculo del coeficiente Kv. Guiándose por diferentes metodologías de cálculo analítico se pueden obtener, para un mismo engranaje e iguales condiciones de explotación, valores del coeficiente Kv con diferencias entre un 0% y un 36%, las mayores discrepancias son para engranajes de poca precisión. El modelo empleado para la determinación de la frecuencia de resonancia natural del engranaje no parece ser suficiente para precisar con exactitud las características del sistema de transmisión que permitan evaluar con una aproximación práctica los valores del coeficiente de carga dinámica en el régimen de resonancia principal y los puntos de resonancia secundaria en el régimen subcritico. El método C brinda resultados prácticamente aceptables para calcular el coeficiente Kv en engranajes cilíndricos de poca precisión (ISO-9) y dientes con carga en la línea de contacto entre 90 N/mm y 185 N/mm. En cambio para iguales condiciones de carga, pero engranajes de buena precisión (ISO-7) los métodos D y E pueden ser convenientes. Los métodos B y E permiten un cálculo aceptable del coeficiente Kv para engranajes cilíndricos de elevada precisión (ISO-6) y dientes con carga cercana a los 400 N/mm, que trabajan en la zona subcritica y fuera de los puntos de resonancia secundaria. Al parecer la realización de ensayos (método A) es la única evaluación que permite precisar un valor del coeficiente Kv. Pero la realización de estas evaluaciones es una tarea difícil con mucho gasto en tiempo y en recursos, por lo tanto, solo se justifica en determinados casos y cuando no se está en presencia de un nuevo diseño. Por ello, contar con un método de cálculo seguro, pero no muy conservador, para el cálculo del coeficiente de carga dinámica es una de las tareas que se proponen muchos de los estudiosos de la dinámica de los engranajes. 5. Bibliografía. 1.- International Standard ISO 6336, Calculation of Load Capacity of Spur and Helical Gears, International Organization for Standardization (1996)..- E. Buckingham, Dynamic Loads on Gear Teeth, ASME Research Publication, New York (1931). 3.- W.A.Tuplin, Gear Tooth Stress at High Speeds, Proceedings of Institution of Mechanical Engineers, Vol 163, pag. 16, London (1950). 4.- W.A.Tuplin, Dynamic Loads on Gear Teeth, Proceedings of International Conference on Gearing, Institution of Mechanical Engineers, pag. 4-4, London (1958).
12 68 G. Niemann, H. Retting, Cargas dinámicas en los dientes de engranajes (en alemán), Zeitschrift des Vereines Deustscher Ingiere, Vol 99, pag.89-96, Alemania (1957). Norma DIN 3990, Cálculo de la capacidad de carga de engranajes cilíndricos de dientes rectos y helicoidales (en alemán). Deutsches Institut für Normung, Alemania (1981). AGMA Standard 001-B88, Fundamental Rating Factors and Calculation Methods for Involute Spur and Helical Gears, American Gear Manufacturers Association, Alexandria (1988), B. Hohn, Calculation of the Mean Value of Mesh Stiffness, Documento 690 en ISO/TC60/SC/WG6, FZG, Munich (1997). International Standard ISO 53, Cylindrical Gears. ISO System of Accuracy, International Organization for Standardization (1995). A. Seireg, D. Houser, Evaluation of Dynamic Factors for Spur and Helical Gears Transactions of the ASME, Journal of Engineering for Industry, pag , Mayo Z.Jaskiewicz, A. Wasiewski, Engranajes Cilíndricos Tomo I (en polaco), pag.45, Varsovia (199). International Standard ISO 138-1, Cylindrical Gears. ISO System of Accuracy, International Organization for Standardization (1995). A. Kubo, Examination of the Dynamic Factor Kv, Kyoto University (1980), D.McVittie, Recommend Dynamic Factor for ISO/CD &, Documento 547 en ISO/TC60/SC/WG6 (1994). K.Ichimaru, F. Hirano, Dynamic Behavior of Heavy- Loaded Spur Gears, Journal of Engineering for Industry, pag , ASME, Mayo (1974). Calculation of internal dynamic load on cylindrical gears with external contact. Abstract: Five different methods of calculation procedures of the dynamic factor Kv on cylindrical gears is exposed in this paper, taking into account the International Standard ISO 6336:96. In order to analyze consistence and limit of application of ISO methods for Kv, they are confronted with some experimental results. Key words: cylindrical gear, dynamic load, ISO Standard, dynamic factor.
Coeficiente de oscilación de la línea sumaria de contacto en los engranajes cilíndricos helicoidales
Ingeniería Mecánica. Vol. 12. No.1, enero-abril de 2009, pag. 21-26 ISSN 1815-5944 Coeficiente de oscilación de la línea sumaria de contacto en los engranajes cilíndricos helicoidales Elvis Mirabet-Lemos,
Tablas de Engranajes
Diseño de Máquinas Tablas de Engranajes Madrid, Curso 2.005-2.006 . No se que cojones pasa con el cambio de hoja Índice general 1. Engranajes Cilíndricos Rectos 5 1. Resistencia a la Flexión............................
ELEMENTOS DE MÁQUINAS Cálculo de engranajes rectos
Dimensiones adecuadas - sin interferencia - grado recubr. adecuado - bajo nivel ruido - esfuerzos por N transmitida - choques - desgaste Cálculo geométrico Cálculo resistente D ext, D int Grado recub.
Engranajes Cónicos no rectos Indice de Temas
Engranajes Cónicos no rectos Indice de Temas 1. Introducción: 1 2. Engranajes cónicos de dientes inclinados u oblicuos: 1 3. Engranajes cónicos de dentado curvo o en arco de círculo: 2 4. Engranajes cónicos
E N G R A N A J E S INTRODUCCION
E N G R A N A J E S INTRODUCCION Un engranaje es un mecanismo de transmisión, es decir, se utiliza para transmitir el movimiento de rotación entre dos árboles. Está formado por dos ruedas dentadas que
d a =d+2h a d f =d-2h f NUMERO DE DIENTES (z): es el número de dientes de la rueda.
RUEDA DENTADA CILINDRICA CON DENTADO RECTO Es una rueda dentada cuya superficie exterior es cilíndrica, siendo las generatrices de las superficies laterales de los dientes (flancos) paralelas al eje de
TRANSMISIÓN POR ENGRANAJES Unidad 2. Elementos de Transmisión
TRANSMISIÓN POR ENGRANAJES Unidad 2. Elementos de Transmisión Transmisión por engranajes, este sistema se constituye, en uno de los mecanismos más empleados y eficientes para trasmitir movimiento entre
DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECÁNICA
DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECÁNICA INGENIERÍA INDUSTRIAL DISEÑO MECÁNICO PRÁCTICA Nº 1 CÁLCULO DE LA VIDA DE LOS RODAMIENTOS DE UNA CAJA DE CAMBIOS 2 Cálculo de la vida de los rodamientos de una caja
U N I V E R S I D A D A L A S P E R U A N A S FACULTAD DE INGENIERÍAS Y ARQUITECTURA ESCUELA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECÁNICA
U N I V E R S I D A D A L A S P E R U A N A S FACULTAD DE INGENIERÍAS Y ARQUITECTURA ESCUELA PROFESIONAL DE INGENIERIA MECÁNICA CALCULO DE ELEMENTOS DE MAQUINAS II SÍLABO I. DATOS GENERALES CARRERA PROFESIONAL
PROCEDIMIENTO AGMA PARA EL CALCULO DE ENGRANAJES CILINDRICOS DE DIENTES RECTOS, HELICOIDALES Y BI-HELICOIDALES Y ENGRANAJES CONICOS
PROCEDIMIENTO AGMA PARA EL CALCULO DE ENGRANAJES CILINDRICOS DE DIENTES RECTOS, HELICOIDALES Y BI-HELICOIDALES Y ENGRANAJES CONICOS La metodología que a continuación se presenta, permite el cálculo de
INGENIERIA CIVIL EN MECANICA VESPERTINO GUÍA DE LABORATORIO ASIGNATURA PROCESOS DE FABRICACIÓN II NIVEL 03 EXPERIENCIA C911
INGENIERIA CIVIL EN MECANICA VESPERTINO GUÍA DE LABORATORIO ASIGNATURA PROCESOS DE FABRICACIÓN II NIVEL 03 EXPERIENCIA C911 FUERZA DE CORTE EN EL TORNEADO HORARIO: VIERNES 19:00 A 21:30 HORAS 1 1.- OBJETIVOS
Ejercicios y Problemas de Fatiga
UNIVERSIDAD SIMON BOLIVAR División de Física y Matemáticas Departamento de Mecánica MC2143-Mecánica de Materiales III Ejercicios y Problemas de Fatiga Problema No. 1 En la Fig. 1a se muestra el esquema
Se denomina transmisión mecánica a un mecanismo encargado de trasmitir potencia entre dos o más elementos dentro de una máquina.
Transmisión Mecánica Se denomina transmisión mecánica a un mecanismo encargado de trasmitir potencia entre dos o más elementos dentro de una máquina. Transmisión con correa en una instalación industrial.
Universidad Nacional de la Matanza UNLM Departamento de Ingeniería e Investigaciones Tecnológicas Carrera: Ingeniería Industrial
Universidad Nacional de la Matanza UNLM Departamento de Ingeniería e Investigaciones Tecnológicas Carrera: Ingeniería Industrial Asignatura: Elementos de Máquinas Cod: 950 5º Año Clase: Cuatrimestral Hora
1. El eje de un motor gira a 500rpm. a que velocidad angular equivale en rad/s?
1. El eje de un motor gira a 500rpm. a que velocidad angular equivale en rad/s? 2. Determina la relación de transmisión entre dos árboles y la velocidad del segundo si están unidos mediante una transmisión
S24t.- Engranajes. ejora M
S24t.- Engranajes. Mejora 1011... Repaso Sesión S23t. Ejemplo de soldaduras en recipientes a presión. Muelles a compresión, tracción, torsión y ballestas. Andrés García, andres.garcia@iqs.url.edu, Vía
DISEÑO AVANZADO DE TRANSMISIONES POR ENGRANAJES
ASIGNATURA DE MÁSTER: DISEÑO AVANZADO DE TRANSMISIONES POR ENGRANAJES Curso 2015/2016 (Código:28801195) 1.PRESENTACIÓN Los engranajes cilíndricos, rectos y helicoidales, de perfil de evolvente son, con
APORTE AL DISEÑO DE ENGRANAJES NO CIRCULARES CILÍNDRICOS RECTOS
UNIVERSIDAD POLITÉCNICA DE CATALUÑA Escuela Técnica Superior de Ingeniería Industrial de Barcelona Departamento de Ingeniería Mecánica Tesis Doctoral APORTE AL DISEÑO DE ENGRANAJES NO CIRCULARES CILÍNDRICOS
Nuevas orientaciones para calcular la profundidad efectiva de la capa endurecida en engranajes de acero cementado
Ingeniería Mecánica 2(1999) 1- final 1 Nuevas orientaciones para calcular la profundidad efectiva de la capa endurecida en engranajes de acero cementado G. González Rey. Profesor Principal de Elementos
Trabajos en la normalización internacional del cálculo de los engranajes cilíndricos y cónicos
Ingeniería Mecánica, 0 (1997), 37 42 37 Trabajos en la normalización internacional del cálculo de los engranajes cilíndricos y cónicos G. González Rey y M. E. García Domínguez Departamento de Mecánica
INFLUENCIA DE LA CORRECCIÓN DEL DENTADO EN LA RESISTENCIA A LA PICADURA DE LOS ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE DIENTES RECTOS EXTERIORES.
INFLUENCIA DE LA CORRECCIÓN DEL DENTADO EN LA RESISTENCIA A LA PICADURA DE LOS ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE DIENTES RECTOS EXTERIORES. Moya Rodríguez J. L. *, Huapaya Bautista A.**, Goytisolo Espinosa R.
Ingeniería Mecánica E-ISSN: Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría.
Ingeniería Mecánica E-ISSN: 1815-5944 revistaim@mecanica.cujae.edu.cu Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría Cuba Hernández Riverón, R.; García Nieto, E. Fabricación del dentado de engranajes
REDUCCIÓN DE VIBRACIONES
REDUCCIÓN DE VIBRACIONES Vibraciones Mecánicas MC-571 Facultad de Ingeniería Mecánica Universidad Nacional de Ingeniería 1) Introducción Existen situaciones donde las vibraciones mecánicas pueden ser deseables
LISTA DE SÍMBOLOS. Capítulo 2 EJEMPLOS Y TEORIA DE LAS VIBRACIONES PARAMÉTRICAS 2.1 Introducción T - Periodo Ω - Frecuencia a- parámetro b- parámetro
LISTA DE SÍMBOLOS Capítulo 2 EJEMPLOS Y TEORIA DE LAS VIBRACIONES PARAMÉTRICAS 2.1 Introducción T - Periodo Ω - Frecuencia a- parámetro b- parámetro 2.1.1 Rigidez Flexiva que Difiere en dos Ejes x- Desplazamiento
CAPITULO 6. Análisis Dimensional y Semejanza Dinámica
CAPITULO 6. Análisis Dimensional y Semejanza Dinámica Debido a que son pocos los flujos reales que pueden ser resueltos con exactitud sólo mediante métodos analíticos, el desarrollo de la mecánica de fluidos
FORMULARIO PARA EL MAQUINADO POR DESCARGAS ELÉCTRICAS: FORMULARIO PARA EL CORTE CON SIERRAS: FORMULARIO PARA EL MAQUINADO POR TORNEADO:
FORMULARIO PARA EL MAQUINADO POR DESCARGAS ELÉCTRICAS: V = volumen del material a remover (mm 3 ). v R = velocidad de remoción del material ( ) FORMULARIO PARA EL CORTE CON SIERRAS: S = superficie efectiva
TURBINAS DE VAPOR. Pedro Fernández Díez pfernandezdiez.es
TURBINAS DE VAPOR Pedro Fernández Díez I.- PARÁMETROS DE DISEÑO DE LAS TURBINAS DE FLUJO AXIAL I..- INTRODUCCIÓN Para estudiar las turbinas de flujo axial, se puede suponer que las condiciones de funcionamiento
Medidas de la pieza. Forma-posición elemento
TOLERANCIAS DIMENSIONALES Introducción 1 - Podemos conseguir una dimensión exacta?. - Máquinas están sometidos a: desajustes, deformaciones de tipo elástico y térmico que dan lugar a imperfecciones dimensionales.
Tècnic Auxiliar en Disseny Industrial - Engranajes rectos. Trazado de los dientes
1.- Engranajes rectos. Sirven para transmitir movimiento circular o lineal (caso de las cremalleras) entre dos ejes paralelos. Es una forma de mejorar la rotación entre dos cilindros que tienen sus caras
Y SISTEMASEleELE ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y SISTEMAS
Y SISTEMASEleELE ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y SISTEMAS 1 Mecanismos y sistemas mecánicos Mecanismo Conjunto de elementos conectados entre sí por medio de articulaciones móviles cuya misión es: transformar una
2008/ DISEÑO DE MÁQUINAS - II. Tipo: OPT Curso: 3 Semestre: B CREDITOS Totales TA TS AT AP PA OBJETIVOS PROGRAMA RESUMIDO PROGRAMA DETALLADO
2008/2009 Tipo: OPT Curso: 3 Semestre: B CREDITOS Totales TA TS AT AP PA 9 1,5 3 0 0 1 PI 0 PL 3,5 PC 0 OBJETIVOS Selección de los diversos subsistemas que conforman una máquina. Se ha de llegar al diseño
UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR UNIDAD DE LABORATORIOS LABORATORIO A SECCIÓN DE MECÁNICA DE FLUIDOS
1. Objetivos UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR PRÁCTICA ESTUDIO DEL FLUJO TURBULENTO EN TUBERÍAS LISAS Analizar flujo turbulento en un banco de tuberías lisas. Determinar las pérdidas de carga en tuberías lisas..
Examen de TECNOLOGIA DE MAQUINAS Septiembre 97 Nombre...
Examen de TECNOLOGIA DE MAQUINAS Septiembre 97 Nombre... El eje de la figura recibe la potencia procedente del motor a través del engranaje cilíndrico recto que lleva montado, y se acopla a la carga por
Ingeniería Mecánica E-ISSN: Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría.
Ingeniería Mecánica E-ISSN: 1815-5944 revistaim@mecanica.cujae.edu.cu Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría Cuba González Rey, G.; Marrero Osorio, S. A. Reingeniería de la geometría desconocida
INGENIERO TÉCNICO INDUSTRIAL. ESPECIALIDAD EN MECÁNICA.
DISEÑO DE MÁQUINAS. INGENIERO TÉCNICO INDUSTRIAL. ESPECIALIDAD EN MECÁNICA. Programa de la Asignatura para el curso 2005 2006. Prof. Guillermo Reina Reina. Prof. Manuel Hidalgo Martínez. Introducción.
DISEÑO DE UNA TRANSMISIÓN MEDIANTE ENGRANAJES
INRODUIÓN DIEÑO DE UNA RANMIIÓN MEDIANE ENGRANAJE. ipo de material. orma 3. Dimensiones óptimas No falle al estar en servicio durante un tiempo determinado soportando unas cargas determinadas IPO DE ALLO
6.- APLICACIÓN DE FEMA-273 Y ANÁLISIS MODAL PUSHOVER.
6.- APLICACIÓN DE FEMA-73 Y ANÁLISIS MODAL PUSHOVER. (Application of FEMA-73 and Analysis Modal Pushover) INTRODUCCIÓN.- A continuación se presenta una comparativa en el análisis estático no lineal Pushover,
Dr. Bernardo Gómez González
EJEMPLO DEL CÁLCULO DE LOS ESFUERZOS PERMISIBLES POR COMPRESIÓN AXIAL Y POR FLEXIÓN ALREDEDOR DEL EJE DE MAYOR MOMENTO DE INERCIA DE LA SECCIÓN TRANSVERSAL DISEÑO ESTRUCTURAL UNIVERSIDAD TECNOLÓGICA DE
UNIVERSIDAD NACIONAL DE EDUCACIÓN A DISTANCIA
UNIVERSIDAD NACIONAL DE EDUCACIÓN A DISTANCIA NOMBRE... APELLIDOS... CALLE... POBLACIÓN... PROVINCIA... C. P.... SISTEMAS MECÁNICOS E.T.S. de Ingenieros Industriales PRUEBA DE EVALUACIÓN A DISTANCIA /
Tipos de engranajes. a. Ejes paralelos. b. Ejes concurrent es. c. Ejes que se cruzan Tornillo sin fincorona. Cilíndricohelicoidal.
Tipos de engranajes. Un engranaje es un mecanismo formado por dos ruedas dentadas que giran alrededor de unos ejes cuya posición relativa es fija. Se trata pues de un mecanismo que sirve para transmitir
DISEÑO MECÁNICO (Ingeniería Industrial, 4º curso)
DISEÑO MECÁNICO (Ingeniería Industrial, 4º curso) EXAMEN: 31 de ENERO de 2009 Nombre y Apellidos:.. Una lavadora de uso doméstico, de carga frontal, presenta sólo un programa de lavado. El proceso completo
MEDICIÓN Y PROPAGACIÓN DE ERRORES. Comprender el proceso de medición y expresar correctamente el resultado de una medida realizada.
LABORATORIO Nº 1 MEDICIÓN Y PROPAGACIÓN DE ERRORES I. LOGROS Comprender el proceso de medición y expresar correctamente el resultado de una medida realizada. Aprender a calcular el error propagado e incertidumbre
RELACIONES CUANTITATIVAS PARA EL RELLENO DE PLAYAS
LIBRO: TEMA: PUE. Puertos PARTE: 1. ESTUDIOS TÍTULO: 07. Estudios de Transporte Litoral CAPÍTULO: A. 009. Estimación del Relleno de Playas para Modificar su Perfil CONTENIDO Este Manual describe el procedimiento
Resistencia de los Materiales
Resistencia de los Materiales Clase 4: Torsión y Transmisión de Potencia Dr.Ing. Luis Pérez Pozo luis.perez@usm.cl Pontificia Universidad Católica de Valparaíso Escuela de Ingeniería Industrial Primer
SISTEMAS DE ENCOFRADO DE POLÍMERO PARA HORMIGÓN
SISTEMAS DE ENCOFRADO DE POLÍMERO PARA HORMIGÓN SISTEMAS DE ENCOFRADO DE POLÍMERO PARA HORMIGÓN revolución en el encofrado de hormigón QUÉ ES PLADECK? ÁREAS DE APLICACIÓN Pladeck es un producto polímero
Ingeniería Mecánica E-ISSN: Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría.
Ingeniería Mecánica E-ISSN: 1815-5944 revistaim@mecanica.cujae.edu.cu Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría Cuba Hernández Riverón, R.; García Nieto., E. Fabricación del dentado de engranajes
Ingeniería Mecánica E-ISSN: Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría.
Ingeniería Mecánica E-ISSN: 1815-5944 revistaim@mecanica.cujae.edu.cu Instituto Superior Politécnico José Antonio Echeverría Cuba Sánchez Noa, M.; Wellesley-Bourke Funcasta, J.; García Domínguez, Ma. E.;
Resistencia de Materiales 1A. Profesor Herbert Yépez Castillo
Resistencia de Materiales 1A Profesor Herbert Yépez Castillo 2014-2 2 Capítulo 5. Torsión 5.4 Ángulo 3 Un par es un momento que tiende a hacer girar respecto a su eje longitudinal. Su efecto es de interés
Práctica de cuerpo rígido
Cátedra de Física 1 (6.01) Práctica de cuerpo rígido Objetivos... Pre - requisitos para realizar la práctica... Bibliografía recomendada en referencia la modelo teórico... Competencias que el alumno puede
Resistencia de Materiales 1A. Profesor Herbert Yépez Castillo
Resistencia de Materiales 1A Profesor Herbert Yépez Castillo 2015-1 2 Capítulo 5. Torsión 5.4 Ángulo 3 Un par es un momento que tiende a hacer girar respecto a su eje longitudinal. Su efecto es de interés
Factor por espesor de llanta para evaluar resistencia a la fractura en ruedas dentadas
Revista Cubana de Ingeniería, 2(2), 35-41, 2011 INGENIERÍA MECÁNICA Factor por espesor de llanta para evaluar resistencia a la fractura en ruedas dentadas Gonzalo González Rey Correo electrónico:cidim@mecanica.cujae.edu.cu
Nombre de la asignatura: Metrología. Clave de la asignatura: Horas teoría-horas práctica-créditos: 0-4-4
. DATOS DE LA ASIGNATURA Nombre de la asignatura: Metrología Clave de la asignatura:. UBICACIÓN DE LA ASIGNATURA Horas teoría-horas práctica-créditos: 0-- a)relación CON OTRAS ASIGNATURAS DEL PLAN DE ESTUDIO
ENGRANAJES ÍNDICE. - Introducción.. - Clasificación de los engranajes - Engranajes cilíndricos.. - Engranajes cónicos... - Tornillo sin fin
ENGRANAJES ÍNDICE - Introducción.. - Clasificación de los engranajes - Engranajes cilíndricos.. - Engranajes cónicos... - Tornillo sin fin... - Máquinas para la fabricación de engranajes... - Cálculo de
DEFINICIONES Y CONCEPTOS (SISTEMAS DE PERCEPCIÓN - DTE) Curso
DEFINICIONES Y CONCEPTOS (SISTEMAS DE PERCEPCIÓN - DTE) Curso 2009-10 1. Generalidades Instrumentación: En general la instrumentación comprende todas las técnicas, equipos y metodología relacionados con
T O L E R A N C I A S N O R M A L I Z A D A S I S O
T O L E R A N C I A S N O R M A L I Z A D A S I S O INTRODUCCION El Comité Internacional de Normalización ISO, constituido por numerosos países, estudió y fijó el método racional para la aplicación de
PRÁCTICA Nº 17 ACEROS PARA HORMIGONES II. Contenido: 17.1 Aptitud al doblado 17.2 Características mecánicas 17.3 Control del acero
Prácticas de Materiales de Construcción I.T. Obras Públicas PRÁCTICA Nº 17 ACEROS PARA HORMIGONES II Contenido: 17.1 Aptitud al doblado 17.2 Características mecánicas 17.3 Control del acero ANEJO 1: Instrumental
Ingeniería de Ríos. Manual de prácticas. 9o semestre. Autores: Héctor Rivas Hernández Juan Pablo Molina Aguilar Miriam Guadalupe López Chávez
Laboratorio de Hidráulica Ing. David Hernández Huéramo Manual de prácticas Ingeniería de Ríos 9o semestre Autores: Héctor Rivas Hernández Juan Pablo Molina Aguilar Miriam Guadalupe López Chávez 3. FORMACIÓN
Eurocódigo 1: Acciones en estructuras. Parte 1-4: Acciones generales. Acciones de viento EXTRACTO DEL DOCUMENTO UNE-EN
norma española UNE-EN 1991-1-4 Septiembre 2007 TÍTULO Eurocódigo 1: Acciones en estructuras Parte 1-4: Acciones generales Acciones de viento Eurocode 1: Actions on structures. Part 1-4: General actions.
Metrologia. Carrera: Clave de la asignatura: Participantes Representantes de las academias de Ingeniería Mecánica de Institutos Tecnológicos.
1.- DATOS DE LA ASIGNATURA Nombre de la asignatura: Carrera: Clave de la asignatura: Horas teoría-horas práctica-créditos Metrologia Ingeniería Mecánica MCH - 0529 0 4 4 2.- HISTORIA DEL PROGRAMA Lugar
DES: Materia requisito:
UNIVERSIDAD AUTÓNOMA DE CHIHUAHUA Clave: 08MSU007H Clave: 08USU4053W FACULTAD DE INGENIERÍA PROGRAMA DEL CURSO: DES: Ingeniería Programa(s) Educativo(s): Ingeniería Aeroespacial Tipo de materia: Básica
Evaluación de los procesos de medición
Evaluación de los procesos de medición Dentro de las causas de la variabilidad de la medición se encuentran dos principales fuentes, el operario encargado de tomar los valores y el equipo de medición empleado.
PROBLEMAS DE TOLERANCIAS
PROBLEMAS DE TOLERANCIAS Calcular las tolerancias correspondientes a las calidades 6, 7, 8 y 9 para un grupo de diámetros de 30 y 50 mm. Calculamos la media geométrica, D, del grupo, así tendremos: Ahora
Capitulo VI. VI.1 Introducción a los engranajes. Universidad de Cantabria Departamento de Ing. Estructural y Mecánica
Capitulo VI VI.1 Introducción a los engranajes 1 Capítulo VI Engranajes VI.1 Introducción n a los engranajes. Introducción. n. Axoides. Clasificación de los engranajes. Ruedas de fricción. Nomenclatura
GRAFICOS DE CONTROL DATOS TIPO VARIABLES
GRAFICOS DE CONTROL DATOS TIPO VARIABLES OBJETIVO DEL LABORATORIO El objetivo del presente laboratorio es que el estudiante conozca y que sea capaz de seleccionar y utilizar gráficos de control, para realizar
NOMBRE DE LA ASIGNATURA: Diseño de elementos mecánicos
NOMBRE DE LA ASIGNATURA: Diseño de elementos mecánicos APORTACIÓN AL PERFIL Diseñar elementos mecánicos aplicados en sistemas mecatrónicos, analizando condiciones de falla bajo diversas solicitaciones
ENGRANAJE DE TORNILLO SIN FIN
ENGRANAJE DE TORNILLO SIN FIN Este tipo de engranaje se utiliza en la transmisión del movimiento entre dos árboles que se cruzan sin cortarse, normalmente formando un ángulo de 90º. Se compone de un tornillo
CAMPO MAGNÉTICO SOLENOIDE
No 7 LABORATORIO DE ELECTROMAGNETISMO MEDICIÓN DEL CAMPO MAGNÉTICO EN UN SOLENOIDE DEPARTAMENTO DE FISICA Y GEOLOGIA UNIVERSIDAD DE PAMPLONA FACULTAD DE CIENCIAS BÁSICAS Objetivos 1. Medir el campo magnético
Determinación de la Tensión Adm.de una barra de acero por medio del diagrama.
TRABAJO PRÁCTICO N 7 Determinación de la Tensión Adm.de una barra de acero por medio del diagrama. CONSIDERACIONES TEÓRICAS GENERALES Se denomina tracción axial al caso de solicitación de un cuerpo donde
Practica 7. Medición del campo magnético de una bobina Solenoide
Practica 7. Medición del campo magnético de una bobina Solenoide A. Amud 1, L. Correa 2, K. Chacon 3 Facultad de Ciencias, Fundamentos de Electricidad y Magnetismo Universidad Nacional de Colombia, Bogotá
DINAMICA ESTRUCTURAL. SISTEMAS DE UN GRADO DE LIBERTAD Vibración Forzada
DINAMICA ESTRUCTURAL SISTEMAS DE UN GRADO DE LIBERTAD Vibración Forzada Sistema sometido a cargas armónicas: Donde la carga p(t) tiene una forma senosoidal con amplitud P o y una frecuencia angular w Consideramos
Estudio de la rigidez de los dientes de las coronas de molinos azucareros
Ingeniería Mecánica, 1 (1999) 7-15 7 Estudio de la rigide de los dientes de las coronas de molinos aucareros J. José Cabello Eras *, J. Moya Rodrígue**, R. Goytisolo Espinosa * * Universidad de Cienfuegos.
2007/ DISEÑO DE MÁQUINAS - II. Tipo: OPT Curso: 3 Semestre: B CREDITOS Totales TA TS AT AP PA OBJETIVOS PROGRAMA RESUMIDO PROGRAMA DETALLADO
Fecha de impresión: 03/07/2007 12:49:14 2007/2008 Tipo: OPT Curso: 3 Semestre: B CREDITOS Totales TA TS AT AP PA 9 1,5 3 0 0 1 PI 0 PL 3,5 PC 0 OBJETIVOS Selección de los diversos subsistemas que conforman
Física. Choque de un meteorito sobre la tierra
Física Choque de un meteorito sobre la tierra Hace 65 millones de años la Tierra cambió de forma repentina, muchas especies desaparecieron, plantas, animales terrestres y marinos y sobre todo, los grandes
MODELACIÓN EN AUTOCAD DE ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE DIENTES HELICOIDALES.
MODELACIÓN EN AUTOCAD DE ENGRANAJES CILÍNDRICOS DE DIENTES HELICOIDALES. Ing. Irma González Arias 1, Dr. C. Orestes González Quintero 2 1. Empresa de Perforación y Extracción de Petróleo del Centro, Finca
Theory Espanol (Colombia) El Gran Colisionador de Hadrones (Large Hadron Collider) (10 puntos)
Q3-1 El Gran Colisionador de Hadrones (Large Hadron Collider) (10 puntos) Por favor asegúrese de leer las instrucciones generales dentro del sobre adjunto antes de comenzar a resolver este problema. En
Examen de MECANISMOS Junio 94 Nombre...
Examen de MECANISMOS Junio 94 Nombre... Sean dos ruedas talladas a cero con una cremallera de módulo m=4 mm, ángulo de presión 20 o, addendum igual al módulo y dedendum igual también al módulo. Los números
Examen de TEORIA DE MAQUINAS Diciembre 99 Nombre...
Examen de TEORIA DE MAQUINAS Diciembre 99 Nombre... La figura muestra una leva de disco con seguidor de traslación, radial, de rodillo. La leva es un círculo de radio R=20 mm, articulado al elemento fijo
ANEXO 1: Tablas de las propiedades del aire a 1 atm de presión. ҪENGEL, Yunus A. y John M. CIMBALA, Mecánica de fluidos: Fundamentos y
I ANEXO 1: Tablas de las propiedades del aire a 1 atm de presión ҪENGEL, Yunus A. y John M. CIMBALA, Mecánica de fluidos: Fundamentos y aplicaciones, 1ª edición, McGraw-Hill, 2006. Tabla A-9. II ANEXO
Nombre de la asignatura: Metrología. Carrera : Ingeniería Mecánica. Clave de la asignatura: MCH Clave local:
Nombre de la asignatura: Metrología. Carrera : Ingeniería Mecánica Clave de la asignatura: MCH - 94 Clave local: Horas teoría horas practicas créditos: 0-4-4.- UBICACIÓN DE LA ASIGNATURA A) RELACIÓN CON
Valor racional de la tensión inicial de montaje en las correas trapeciales de transmisión de potencia
Ingeniería Mecánica, 1 (1998) 37 44 37 Valor racional de la tensión inicial de montaje en las correas trapeciales de transmisión de potencia G. González Re Departamento de Mecánica Aplicada. Facultad de
BLOQUE II. ELEMENTOS DE MÁQUINAS. PROBLEMAS. TECNOLOGÍA INDUSTRIAL I. 2. Un motor de 100 CV gira a 3000 rpm. Calcula el par motor. Sol: N.
BLOQUE II. ELEMENTOS DE MÁQUINAS. PROBLEMAS. TECNOLOGÍA INDUSTRIAL I 1. El cuentakilómetros de una bicicleta marca 30 km/h. El radio de la rueda es de 30 cm. Calcula: a) Velocidad lineal de la rueda en
Péndulo físico. m.g. Figura 1: Péndulo físico. cm = centro de masa del sistema; d cm = distancia del punto de suspensión al centro de masa.
Péndulo físico x Consideraciones generales En la Figura 1 está representado un péndulo físico, que consiste de un cuerpo de masa m suspendido de un punto de suspensión que dista una distancia d de su centro
Ejes macizos y ejes huecos
Ejes macizos y ejes huecos Información Técnica de Producto TPI 79 Ejes macizos y ejes huecos métricos y en pulgadas Página Indicaciones sobre diseño y seguridad... 4 Precisión... 6 Spec. Ejecución especial...
CONCEPTO DE CINEMÁTICA: es el estudio del movimiento sin atender a las causas que lo producen
CINEMÁTICA CONCEPTO DE CINEMÁTICA: es el estudio del movimiento sin atender a las causas que lo producen CONCEPTO DE MOVIMIENTO: el movimiento es el cambio de posición, de un cuerpo, con el tiempo (este
INDICE 1. Desigualdades 2. Relaciones, Funciones, Graficas 3. La Línea Recta 4. Introducción al Cálculo. Límites
INDICE 1. Desigualdades 1 1. Desigualdades 1 2. Valor absoluto 8 3. Valor absoluto y desigualdades 11 2. Relaciones, Funciones, Graficas 16 1. Conjunto. Notación de conjuntos 16 2. El plano coordenado.
TRANSIENTES EN CIRCUITOS RC y SU APLICACION A LA MEDIDA DE CAPACITANClAS
PRÁCTICA DE LABORATORIO II-09 TRANSIENTES EN CIRCUITOS RC y SU APLICACION A LA MEDIDA DE CAPACITANClAS OBJETIVOS Estudiar los fenómenos transientes que se producen en circuitos RC de corriente directa.
CAPITULO II ANÁLISIS DEL CRECIMIENTO POBLACIONAL Y CALCULO DE CAUDALES DE DISEÑO
9 CAPITULO II ANÁLISIS DEL CRECIMIENTO POBLACIONAL Y CALCULO DE CAUDALES DE DISEÑO 2.1 Criterios de diseño para el predimensionamiento de los sistemas de abastecimiento de agua 2.1.1 Período de diseño
Criterios para evaluar la siembra de precisión
Criterios para evaluar la siembra de precisión Durante la siembra de precisión, bajo el sistema de siembra directa, la sembradora debe realizar las siguientes operaciones: corte del rastrojo en superficie,
1. Análisis de Sensibilidad
1. Análisis de Sensibilidad Considerando que la evaluación de los proyectos se basa en proyecciones de variables económicas, es lógico pensar que existe un factor de incertidumbre en los indicadores financieros
INFORME TÉCNICO ESTRUCTURA CUBIERTA LUZ 10 METROS CON AREAS DE SERVICIO INDICE. 1.- ANTECEDENTES y OBJETO NORMATIVA UTILIZADA...
INDICE 1.- ANTECEDENTES y OBJETO...2 2.- NORMATIVA UTILIZADA...3 3.- REALIZACIÓN DEL ESTUDIO...4 3.1.- CONSIDERACIONES DE CÁLCULO... 5 3.2.- COEFICIENTES DE PONDERACIÓN... 6 3.3.- SOFTWARE USADO... 7 3.4.-
Mapeo del Campo Magnético de un Solenoide Finito
Universidad Nacional Autónoma de Honduras Facultad de Ciencias Escuela de Física Mapeo del Campo Magnético de un Solenoide Finito Elaborado por: Roberto Ortiz Introducción Se tiene un Solenoide de N 1
Encuesta de. Ocupación Hotelera
Encuesta de Ocupación Hotelera - 1-1. Contenido 1. Contenido... 1 2. Introducción... 2 3. Resumen Ejecutivo... 2 4. Objetivos del Estudio... 3 4.1. General... 3 4.2. Específicos... 3 5. Distribución de
Teoría de la decisión
1.- Un problema estadístico típico es reflejar la relación entre dos variables, a partir de una serie de Observaciones: Por ejemplo: * peso adulto altura / peso adulto k*altura * relación de la circunferencia
PESO UNITARIO, RENDIMIENTO, Y CONTENIDO DE AIRE DEL HORMIGÓN FRESCO. MÉTODO GRAVIMÉTRICO.
PESO UNITARIO, RENDIMIENTO, CONTENIDO DE AIRE DEL HORMIGÓN FRESCO. MÉTODO GRAVIMÉTRICO. (RESUMEN ASTM C 138) 1. ALCANCE 2. EQUIPO Este método de prueba cubre la determinación de la densidad del hormigón
G(θ) = máx{g 1 (θ), G 2 (θ)}
Rec. UIT-R F.1336 Rec. UIT-R F.1336 1 RECOMENDACIÓN UIT-R F.1336* DIAGRAMAS DE RADIACIÓN DE REFERENCIA DE ANTENAS OMNIDIRECCIONALES Y OTROS TIPOS DE ANTENAS DE SISTEMAS DE PUNTO A MULTIPUNTO PARA SU UTILIZACIÓN
ANEXO 1. CALIBRADO DE LOS SENSORES.
ANEXO 1. CALIBRADO DE LOS SENSORES. Las resistencias dependientes de la luz (LDR) varían su resistencia en función de la luz que reciben. Un incremento de la luz que reciben produce una disminución de
RepublicofEcuador EDICTOFGOVERNMENT±
RepublicofEcuador EDICTOFGOVERNMENT± Inordertopromotepubliceducationandpublicsafety,equaljusticeforal, abeterinformedcitizenry,theruleoflaw,worldtradeandworldpeace, thislegaldocumentisherebymadeavailableonanoncommercialbasis,asit
DIMENSIONES PRINCIPALES CONO PRIMITIVO: superficie cónica, coaxial a la rueda, que se toma como referencia para definir las dimensiones del dentado.
RUEDA DENTADA CONICA CON DENTADO RECTO Es una rueda dentada cuya superficie exterior es cónica, convergiendo las generatrices de las superficies laterales de los dientes (flancos) en el vértice de la rueda.
41º CONGRESO NACIONAL DE ACÚSTICA 6º CONGRESO IBÉRICO DE ACÚSTICA
Autor: Antonio6 41º CONGRESO NACIONAL DE ACÚSTICA INFLUENCIA EN LOS NIVELES GLOBALES DE INMISIÓN SONORA EN UN RECINTO DE LA UTILIZACIÓN DEL RANGO DE FRECUENCIAS DE TERCIO DE OCTAVA AMPLIADO DE 0 HZ A 5