2014

RESISTENCIA DE MATERIALESDOCENTE Amílcar Escobedo Guevara

PARTICIPANTES:Camones Justiniano, AndyGálvez López, PercyGerónimo barzola, YersonMeza Carbajal, JosephMorel Sambrano, Edwin

30/06/2014

DISEÑO DE EJE DE ACERO PARA TRANSPORTADOR DEMATERIAL A GRANEL

Dedicamos este trabajo alprofesor Amílcar EscobedoGuevara por su apoyoincondicional a lo largo del cicloen el curso de Resistencia deMateriales y a nuestras familiasque siempre creyeron en nosotros.

INDICE

RESUMEN.................................................................1

INTRODUCCIÓN............................................................2PROBLEMA DE INVESTIGACION...............................................3

OBJETIVOS...............................................................4Objetivo general......................................................4

Objetivos específicos.................................................4JUSTIFICACIÓN...........................................................5

MARCO TEÓRICO...........................................................6Procedimiento para diseñar ejes.......................................6

Fuerzas que ejercen los elementos de máquinas sobre los ejes..........9Engranes rectos.......................................................9

Direcciones de fuerzas sobre engranes rectos engranados..............11Catarinas............................................................12

Valores preliminares de diseño para Kt...............................13Chaflanes en escalones...............................................13

Factor de diseño, N..................................................14Resistencia a la Fatiga..............................................14

Resistencia a la Fatiga Estimada (S’n)...............................15Factores de material (Cm)............................................17

Factor de tipo de esfuerzo (Cst).....................................18Factor de confiabilidad (CR).........................................18

Factor de tamaño (Cs)................................................18DESARROLLO DEL MODELO APLICATIVO.......................................19

CONCLUSION:............................................................26BIBLIOGRAFIA:..........................................................27

RESUMEN

Mediante el acero AISI 1020 se pretende diseñar una eje de maquina

con engranajes de diferentes diámetros, primero determinamos las

propiedades del acero que usaremos para el eje, posteriormente se

debe aplicar un factor por tamaño a la resistencia de fatiga,

también especificaremos un factor de confiabilidad (es una decisión

de diseño). Teniendo en cuenta todo esto procederemos a hallar el

par torsional en el eje, se halló también las fuerzas sobre los

engranajes, el siguiente paso fue indicar esas fuerzas sobre el

eje, en sus planos de acción correctos y en la dirección correcta.

Se continúa con el diseño mediante el cálculo del diámetro mínimo

del eje en varios puntos del mismo. En cada punto se observó la

magnitud del par torsional y del momento flexionaste que están allí

y se estimó el valor de los factores de concentración de esfuerzo

de diseño. Continuando con el diseño calculamos los diámetros de

los engranajes para poder así finalmente diseñar nuestro eje de

máquina para transportador de material a granel.

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INTRODUCCIÓN

El presente proyecto realizado ha sido elaborado con el fin de

demostrar y poner en práctica nuestros conocimientos adquiridos a

lo largo del curso de Resistencia de Materiales. Aplicaremos los

temas tratados en clase para calcular los diferentes diámetros de

engranaje del eje, y así obtener un diseño óptimo para el eje de

máquina que requerimos, para luego ser fabricado con acero AISI1020

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PROBLEMA DE INVESTIGACION

Vea la figura. El eje gira a 120 RPM y sostiene un engranaje recto

A de 80 dientes con paso diametral 5.mLosdientes tienen un perfil

de involuta de 20°, a profundidad completa. El engranaje recibe 40

Hp de un piñón en el lado derecho, como se indica. El eje sostiene

dos catalinas idénticas de 14 pulgadas de diámetro, en C y en D,

Cada catalina entrega 20 HP a su respectiva catalina acoplada hacia

la izquierda, como se indica. El eje impulsa un transportador

grande, de material a granel. El engrane recibe 40 HP a un lado del

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transportador. Use acero AISI 1020 en frio. Se supondrá que el

factor de diseño N = 2.

OBJETIVOS

OBJETIVO GENERAL

Diseñar un eje de maquina con el acero AISI 1020

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OBJETIVOS ESPECÍFICOS

Comprender la aplicación de los conceptos: Fuerza cortante y

Momento Flector en el diseño de un eje de máquina.

Comprender la relación entre Par Torsional y la Potencia en un

eje de máquina.

Aplicar los conceptos de Resistencia de Materiales para el

cálculo de diámetro mínimo de un eje de máquina.

Estudiar concentración de esfuerzos.

Determinar los puntos vulnerables de la falla por fatiga con

el propósito de calcular el diámetro mínimo para el eje.

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JUSTIFICACIÓN

El estudio y la investigación de nuestro proyecto tuvo

como motivación e impulso la importancia que tiene el

curso de Resistencia de Materiales en nuestra carrera ya

que en este proyecto pondremos en práctica todo lo visto

durante el ciclo.

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MARCO TEÓRICO

PROCEDIMIENTO PARA DISEÑAR EJES

A causa del desarrollo simultaneo de los esfuerzos cortantes

torsionales y los esfuerzos flexionantes, el análisis de esfuerzos

en un eje implica casi siempre emplear un método de esfuerzos

combinados. El método recomendado para diseñar y analizar ejes es

el de la teoría de falla por energía de distorsión.

También puede desarrollarse esfuerzos cortantes verticales y

esfuerzos normales directos, por cargas axiales. Estos esfuerzos

pueden dominar en ejes muy cortos, o en porciones del eje donde no

existen flexión ni torsión.

Las tareas específicas que deben desarrollarse en el diseño y

análisis de un eje dependen de su diseño propuesto, además de la

forma de aplicarle la carga y de soportarlo. Con esto en mente, lo

que sigue es un procedimiento recomendado para diseñar un eje.

1. Determine la velocidad de giro del eje.

2. Determine la potencia o el par torsional que debe transmitir

el eje.

3. Determine el diseño de los componentes transmisores de

potencia, u otras piezas que se montaran sobre el eje, y

especificar el lugar requerido para cada uno.

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4. Especificar la ubicación de los cojinetes a soportar en el

eje. Por lo común, se supone que se usan solo dos cojinetes

para sostener un eje. Se supone que las reacciones en los ejes

que soportan cargas radiales actúan en el punto medio de los

cojinetes. Por ejemplo, si se usa un rodamiento de bolas de

una sola hilera, se supone que la carga pasa directamente por

las bolas. Si en el eje existen cargas de empuje (axiales), se

debe especificar el cojinete que reaccionara contra el empuje.

Entonces, el que no resiste el empuje debe poder moverse un

poco en dirección axial, para asegurar que en él se ejerza una

fuerza de empuje inesperado y no deseado.

Si es posible, los cojinetes deben colocarse a cada lado de

los elementos transmisores de potencia, para obtener un

soporte estable del eje y para producir cargas razonablemente

bien balanceadas en los cojinetes. Estos se deben colocar

cerca de los elementos de transmisión de potencia para

minimizar los momentos flexionantes. También, se debe mantener

lo bastante pequeña la longitud general del eje, para mantener

las deflexiones dentro de los valores razonables.

5. Proponga la forma general de los detalles geométricos para el

eje, considerando la forma de posición axial en que se

mantendrá cada elemento sobre el eje, y la forma en que vaya a

efectuarse la transmisión de potencia de cada elemento al eje.

6. Determine la magnitud del par torsional que se desarrolla en

cada punto del eje. se recomienda preparar un diagrama de par

torsional, como se indicara después.

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7. Determine las fuerzas que obran sobre el eje, en dirección

radial y axial.

8. Descomponga las fuerzas radiales en direcciones

perpendiculares, las cuales serán, en general, vertical y

horizontal.

9. Calcule las reacciones en cada plano sobre todos los cojinetes

de soporte.

10. Genere los diagramas de fuerza cortante y momento

flexionante completos, para determinar la distribución de

momentos flexionantes en el eje.

11. Seleccione el material con el que se fabricara el eje y

especifique su condición: estirado en frio y con tratamiento

térmico, entre otras. Lo más común son los aceros al carbón

simples o aleados, con contenido medio de carbón, como los

AISI 1040, 4140, 4340 4640, 5150, 6150 Y 8650. Se recomienda

que la ductilidad sea buena y que el porcentaje de elongación

sea mayor que 12% aproximadamente. Determine la resistencia

última, la resistencia de fluencia y el porcentaje de

elongación del material seleccionado.

12. Determine un esfuerzo de diseño adecuado, contemplando la

forma de aplicar la carga (uniforme, choque, repetida e

invertida u otras más).

13. Analice cada punto crítico del eje, para determinar el

diámetro mínimo aceptable del mismo, en ese punto, y para

garantizar la seguridad frente a las cargas en ese punto. En

general, hay varios puntos críticos, e incluyen aquellos donde

se da un cambio de diámetro, donde se presentan los valores

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mayores de par torsional y de momento flexionante, y donde

haya concentración de esfuerzos.

14. Especifique las dimensiones finales para cada punto en el

eje. por lo común, los resultados del paso 13 sirven como

guía, y entonces se escogen valores adecuados. también deben

especificar los detalles del diseño, como las tolerancias, los

radios del chaflán, la altura de escalones y las dimensiones

del cuñero. A veces, el tamaño y las tolerancias del diámetro

de un eje quedan determinados por el elemento que se va a

montar en él. Por ejemplo, en los catálogos de los fabricantes

de rodamientos de bolas se especifican los límites de los

diámetros en ejes, para que sus rodamientos asienten.

Ejemplo de geometría propuesta que suministra una localización

positiva para cada elemento

Por ejemplo considere el eje de la figura:

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El cual va a cargar dos engranes, va a ser el eje intermedio de una

transmisión del tipo de engranes rectos de doble reducción. El

engrane A recibe la potencia del engrane P a través del eje de

entrada. La potencia se transmite del engrane A al eje, a través de

la cuña en la interface entre el cubo del engrane y el eje.

Después, la potencia sigue por el eje hasta el punto C, donde pasa

por otra cuña al engrane C. Entonces este último transmite la

potencia al engrane Q, y en consecuencia, al eje de salida. Los

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lugares de los engranes y los cojinetes quedan determinados por la

configuración general del reductor.

Ahora se decidirá colocar los cojinetes en los puntos B y D del eje

que se va a diseñar. Pero ¿Cómo se localizaran los cojinetes y los

engranes, para asegurar que mantengan su posición durante el

funcionamiento, manejo y transporte, entre otras tareas?

Naturalmente, hay muchas maneras de hacerlo. Una es la que se

propone en la figura. S e deben maquinar escalones en el eje, para

que tenga superficies contras las cuales asentar los cojinetes y

los engranes, por uno de sus lados en cada caso. Los en granes

fabricadas sobre el eje. Los cojinetes se sujetaran en la posición

por la acción de la caja, donde recargan las pistas exteriores de

los rodamientos. Se maquinaran cuñeros en el eje, en el lugar de

cada engrane. Esta geometría propuesta suministra una localización

positiva para cada elemento.

FUERZAS QUE EJERCEN LOS ELEMENTOS DE MÁQUINAS SOBRE LOS EJES

Los engranes, las poleas, las catarinas y otros elementos

sostenidos comúnmente por los ejes, ejercen fuerzas sobre el eje, y

causan momentos flexionantes.

ENGRANES RECTOS

La fuerza ejercida sobre un diente de engrane, durante las

transmisión de potencia, actúa en dirección normal (perpendicular)

al perfil de involuta del diente. Conviene para el análisis de los

ejes, considerar los componentes rectangulares de esta fuerza, los

cuales actúan en dirección radial y tangencial. Lo más cómodo es

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calcular la fuerza tangencial Wt, en forma directa con el par

torsional conocido que va a transmitir el engrane. Para unidades

inglesas.

Fuerzas sobre los dientes de un engrane impulsado

Dónde:

P = potencia que se transmite, HO

n = velocidad de giro, rpm

T = par torsional sobre el engrane, lb. Pulgada

D = diámetro de paso del engrane, pulgadas

El ángulo entre la fuerza total y la componente tangencial es igual

al ángulo de presión ϕ del perfil del diente. Así se conoce lafuerza tangencial, la fuerza radial se puede calcular en forma

directa con:

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Y no es necesario calcular la fuerza normal. Para los engranes, el

ángulo de presión típico es de 14 ½º, 20º, 25º.

DIRECCIONES DE FUERZAS SOBRE ENGRANES RECTOS ENGRANADOS

Es esencial representar las fuerzas sobre los engranes en sus

direcciones correctas, para hacer un análisis correcto de fuerzas y

esfuerzos en los ejes que sostienen a los engranes.

Un importante principio de la mecánica establece que para cada

fuerza de acción hay una fuerza de reacción igual y opuesta.

Observemos las siguientes dirección de las fuerzas, para la

orientación de los engranes que muestra la figura.

Acción: el impulsor empuja a un engrane impulsado

Wt: actúa hacia la izquierda

Wr: actúa hacia abajo

Reacción: el engrane impulsado regresa el empuje al impulsor

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Wt: actúa hacia la derecha

Wr: actúa hacia arriba

CATARINAS

La figura muestra un par de ruedas catarinas con cadena que

transmiten potencia.

La parte de superior de la cadena está a tensión, y produce el par

torsional en cada Catarina. El tramo inferior de la cadena, llamado

lado flojo, no ejerce fuerzas sobre las catarinas. En consecuencia,

la fuerza flexionante total sobre el eje que sostiene la Catarina

es igual a la tensión en el lado tenso de la cadena. Si se conoce

el par torsional en una Catarina.

Fc = T / (D/2)

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Dónde:

D = diámetro de paso de esa Catarina

Si el ángulo Ө es pequeño, se causa mínimo error si se supone que

toda la fuerza Fc actúa en la dirección de x.

VALORES PRELIMINARES DE DISEÑO PARA KT

CHAFLANES EN ESCALONES

Cuando en un eje se presenta un cambio de diámetro, para formar un

escalón contra el cual localizar un elemento de máquina, se produce

una concentración de esfuerzos que depende de la relación entre los

dos diámetros y del radio del chaflán se recomienda que el radio

del chaflán (o radio de tangencia) sea el mayor posible para

minimizar la concentración de esfuerzos, pero a veces el diseño del

engrane, cojinete u otro elemento es el que afecta el radio que se

puede usar. Para fines del diseño, se clasificaran los chaflanes en

dos categorías: agudas y bien redondeadas.

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El término agudo no quiere decir algo verdaderamente agudo, sin

radio de transición. Esa configuración de escalón tendría un factor

de concentración de esfuerzos muy grande, y debiera evitarse. Más

bien dicho término describe un escalón con un radio del chaflán

relativamente pequeño. Una situación donde eso es lo que

probablemente ocurra se presenta cuando hay que localizar un

cojinete de bolas o rodillos. La pista interior del rodamiento

tiene un radio con el que se le fabrico pero es pequeño. El radio

del chaflán sobre el eje debe ser menor, para que el rodamiento

asiente bien contra el escalón. Cuando un elemento con un bisel

grande en el barreno recarga contra el escalón, o cuando no hay

nada que recargue contra el escalón, el radio del chaflán podría

ser mucho mayor (bien redondeada), y el factor de concentración de

esfuerzos sería menor. Se usaran los siguientes valores en diseños

para flexión:

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Kt = 2.5 (chaflán agudo)

Kt = 1.5 (transición bien redondeada)

FACTOR DE DISEÑO (N)

Se usara N = 2.0 en diseños típicos de ejes, donde hay una

confianza promedio en los datos de resistencia del material y de

las cargas. Se deben manejar valores mayores para cargas de choque

e impacto, y donde haya incertidumbre en los datos.

RESISTENCIA A LA FATIGA (Sn)

La resistencia a la fatiga de un material es su capacidad de

resistir cargas de fatiga. En general es el valor del esfuerzo que

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puede resistir un material durante una cantidad dada de ciclos de

carga. Si la cantidad de ciclos es infinita el valor del esfuerzo

se llama límite de fatiga.

La resistencia a la fatiga se suele graficar de la siguiente

manera:

Aquí se muestra el diagrama S.N. (o diagrama esfuerzo ciclos). Las curvas

A, B y D representan un material que si tiene un límite de fatiga,

como puede ser el acero al carbono simple. La curva C es

característica de la mayor parte de los metales no ferrosos, como

el aluminio, que no tienen un límite de fatiga. Para esos

materiales, el número de ciclos a la falla se debe informar para la

resistencia a la fatiga de que se trate.

RESISTENCIA A LA FATIGA ESTIMADA (S’n)

Si las características del material, o las condiciones de operación

reales para una pieza de máquina, son distintas de aquellas para

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las que se determinó la resistencia a la fatiga, esta se debe

reducir, respecto del valor consultado. En esta sección se

describen algunos de los factores que disminuyen la resistencia a

la fatiga. La descripción solo se relaciona con la resistencia a la

fatiga de materiales sometidos a esfuerzos de tensión normal, como

flexión y tensión axial directa. Los casos donde interviene la

resistencia a la fatiga en cortante se describen por separado.

Se comienza presentando un procedimiento para estimar la

resistencia real a la fatiga S’n del material para la pieza que se

diseña. Implica aplicar varios factores a la resistencia a la

fatiga básica para el material. A continuación se explican los

factores.

1. Se especifica el material para la pieza y determina su

resistencia ultima de tensión Su, mediante la consideración de

su condición, tal como se usara en servicio.

2. Especifique el proceso de manufactura usado para producir la

parte, con especial atención al estado de la superficie en la

zona donde los esfuerzos sean mayores.

3. Empleamos la siguiente figura para estimar la resistencia a la

fatiga modificada Sn.

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4. Aplique un factor de material Cm de la siguiente lista.

Acero forjado: Cm = 1.00

Acero colado: Cm = 0.80

Acero Pulverizado: Cm = 0.76

Hierro colado maleable: Cm = 0.80

Hierro colado gris: Cm = 0.70

Hierro colado dúctil: Cm = 0.66

5. Aplique un factor de tipo de esfuerzo Cm = 1.0 para el

esfuerzo flexionante,

Cst = 0.80 para la tensión axial.

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6. Aplicar un factor de confiabilidad CR de la siguiente tabla.

7. Aplicar un factor de tamaño de Cs, mediante la siguiente

figura y tabla como guías.

8. Calcule la resistencia a la fatiga estimada real S’n, con:

S’n = Sn(Cm)(Cst)(CR)(Cs)

FACTORES DE MATERIAL (Cm)

Las aleaciones metálicas con composición química parecida se pueden

forjar, colar o fabricar con metalurgia de polvos, para llegar a la

forma final. Los materiales forjados se suelen laminar o estirar, y

en el caso típico tienen mayor resistencia a la fatiga que los

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materiales colados. La estructura granular de muchos materiales

colados, o metales pulverizados, así como la probabilidad de que

haya grietas o inclusiones internas tiende a reducir su resistencia

a la fatiga.

FACTOR DE TIPO DE ESFUERZO (Cst)

La mayor parte de los datos de resistencia a la fatiga se obtienen

con pruebas donde se usa una barra cilíndrica giratoria sujeta a

flexión repetida e invertida. Donde la parte externa experimental

el esfuerzo máximo. Los valores de esfuerzo0 disminuyen linealmente

hasta cero en el centro de la barra. Ya que las grietas por fatiga

se suelen iniciar en regiones con alto esfuerzo de tensión, una

parte relativamente pequeña del material está sometida a esos

esfuerzos, compare lo anterior con el caso de una barra sometida a

un esfuerzo de tensión axial cuando todo el material esta al

esfuerzo máximo. Existe una mayor probabilidad estadística de que

haya imperfecciones locales en cualquier lugar de la barra, que

pueden iniciar grietas por fatiga. El resultado es que la

resistencia a la fatiga de un material sometido a esfuerzo axial,

repetido e invertido es 80% de la resistencia que tiene a la

flexión repetida e invertida. Por lo anterior, se recomienda

aplicar un factor Cst = 1.0 para esfuerzo de flexión y Cst = 0.80

para carga axial.

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FACTOR DE CONFIABILIDAD (CR)

Los datos de la resistencia a la fatiga, para el acero, que muestra

la figura. Representa valores promedio obtenidos con muchas pruebas

de especímenes que tienen la resistencia ultima y condición de

superficie adecuadas. Es natural que haya variación entre los

datos: esto es, que la mitad sean mayores y la mitad menores que

los valores informados en la curva dada. Entonces la curva tiene

una fiabilidad del 50%, lo que indica que la mitad de las piezas

fallarían. Es obvio que se aconseja diseñar para tener una mayor

confiabilidad: por ejemplo de 90%, 99% o 99.9%. Se puede emplear un

factor para estimar una resistencia a la fatiga menor que la

utilizada para producir los valores de mayor confiabilidad. En el

caso ideal, debe conseguirse un análisis estadístico de los datos

reales para el material que se empleara en el diseño.

FACTOR DE TAMAÑO (Cs)

Este factor dependerá del diámetro del eje, una vez determinado

esto lo único que se debe hacer es reemplazar en los datos y

fórmulas de tabla dadas anteriormente.

ECUACIÓN DE DISEÑO PARA EJES

D = [32Nπ √[Kt.mS'n

]2+34

[TSy

]2]

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SOLUCIÓN DEL PROBLEMA DE INVESTIGACIÓN

DESARROLLO DEL MODELO APLICATIVO

El engranaje A recibe potencia de un piñón

Engrane recto→16in de diámetro

Angulo depresión→20o

Es de 80 dientes y paso diametral de 5

T=63000P /n

El eje gira a n=120 rpmEl engrane A recibe P=40Hp

T=63000×40/120

T=21000 lb in

Wt=2T /D Wr= Wt×tan∅

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Wt →Fuerza tangencial

Wr →Fuerza radial

Catarinas c y d

Catarinas→ Diámetro=14 in

Entregan c/u→ P=20 Hp

Fc=2T /D →Fuerza en lacadena

θ=Angulodeinclinaciondelladotensodelacadena

Enestecasoθespequeño;causaunminimoerror,portantolaFcactuaenelejex.

T=63000P /n=63000×20/125

T=10500lb in

Fc=2×10500/14

Fc=10500 lb

Se sabe:

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D=32π √(Kt.MS'n )

2

+( TSy )2

(34)

Kt→ Para chaflanes en Escalones:

Para los puntos A, C y D chaflán bien redondeado

Kt=1.5 →Para flexión mayor concentración de esfuerzo.

Para los puntos B y D chaflán agudo

Kt=2.5 →Para flexión menor concentración de esfuerzo.

Además: Se usa acero AISI 1020 estirado en frio.

Resistencia máxima, Su : Ksi=75 Mpa=517

Resistencia a la cadencia, Sy: Ksi=64 Mpa=441

% de alargamiento: 20% →Material dúctil

Factor de diseño N=2→para diseños típicos de ejes

Hallando: S’n

S'n=Sn×Cm×Cst×Cr×Cs

S’n=resistencia a la fatiga modificada Sn=resistencia a la fatiga Cm=Factor del material Cst=Factor del tipo de esfuerzo Cr=Factor de confiabilidad Cs=factor del tamaño

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Hallando con los datos:S'n=30000×1×1×0.81×0.88

S'n=21384psi

Para AISI 1020- Estirado en frio

Su=75000 psi

Sy=64000 psi

Material dúctil -20%

De la figura 5,8

Sn=30000 psi

Cm=1,00 (acero forjado maquinado)Cst=1.0 (esfuerzo flexionante)Confiabilidad deseada es Cr= 0.81

En una vista frontal:

Fuerzas que actúan en un plano horizontal Fuerzas que actúan en el plano vertical

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Fc y d=0 Por tanto no se toma en el diseño

Fc y c=0

Wt reacciones en B y E

Hallando momento: Plano horizontal

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Wt=2T/D=2x21000/16 ∑F (↑)=∑F (↓)

Wt=2625 955.42+1500+1500=RB+RE

Wr= (Wt)tan (20) 3955.42= RB+RE

Wr=2625xtan (20) ∑ME=0

Wr=955.42 lb -1500x6-1500x42+RBx48-955.42x56=0

-9000-63000+48RB-955.42x56=0

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RB=2614.6567

RE=1340.7633

Diagramas:

En el

plano vertical:

∑F (↑)=∑F(↓)

∑ME=0

2625+RE=RB -- RBx48+2625x56=0

2625= RB-RE RB=3062.5

RE=437.5

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CALCULO DEDIÁMETROS

DIÁMETRO EN A

DA¿ [32Nπ √(Kt.MS'n )2

+( TSy )2

(34 )]1/3

=[32×2π √(2100061000 )2

(34 )]1 /3

=1.80 in

DIÁMETRO EN B

MB=22347.73 Kt=1.5

DB=[32Nπ √(Kt.MS'n )2

+( TSy )2

(34 )]1 /3

=[32×2π √(1.5×22347.7321384 )2

+(2100064000 )2

(34)]1/3

=3.19 in

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MB=22347.73 Kt=2

DB=[32Nπ √(Kt.MS'n )2

+( TSy )2

(34 )]1 /3

=[32×2π √(2×22347.7321384 )2

+(2100064000 )2

(34 )]1 /3

=3.50 in

DIÁMETRO EN C

MC=2312.06 Kt=3

Dc=[32Nπ √(Kt.MS'n )2

+( TSy )2

(34 )]1 /3

=[32×2π √(3×1837521384 )2

+(2100064000 )2

(34) ]1/3

=3.76 in

DIÁMETRO EN D

MD=8462.03 Kt=3

DD=[32Nπ √(Kt.MS'n )2

+( TSy )2

(34 )]1 /3

=[32×2π √(3×8462.0321384 )2

+(2100064000 )2

(34 )]1/3

=2.90 in

DIÁMETRO EN E

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Fuerza constante Kt=2.5

VE=√437.52+1340.762 DE=√2.94×Kt×Ve×N /S'n

VE=1410.33 DE=0.98 in

CONCLUSIONES

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BIBLIOGRAFIA

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Diseño de Elementos de Maquinas (4° edición) – Robert L. Mott

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