Descripción: Memoria de calculo de estructura en solidwork, bajo normas americanas
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Descripción: Este es un trabajo de la facultad de diseño de un puente grua.
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Obligación De Informar, para grúa horquilla
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Descripción: conceptos generales de una grúa torre
INFORME TÉCNICO. GIRO DE PLUMA PESCANTE 10 tn. DATOS. _ Peso de la carga carga _ Peso de la pluma _ Peso del del polipasto _ Peso de accesorios accesorios
Q= A= O= R=
10000 9500 700 500
kg kg kg kg
_ Distancia máxima a la carga _ Distancia al peso propio de la pluma
Dc = Dp =
6 3
m m
_ Velocidad de elevación máxima _ Velocidad de elevación mínima
Ve = Ve =
5 0.83
_ Fuerzas radiales radiales producidas producidas por el el par de vuelco
Fh =
36000
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m/min m/min kg
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SELECCIÓN DE RODAMIENTOS COLUMNA-PLUMA. CALCULO DE SOLICITACIONES AXIALES. Según Aparatos de Elevación y Transporte de Larrodé, Miravete (1996, pág. 275). El cual sigue la norma UNE 58-102-74 bajo el título de Aparatos pesados de elevación. Reglas para el cálculo de las estructuras, para el cálculo de estructuras de aparatos de elevación, además de la normativa de la FEM. _ Vida útil del mecanismo Categoría D
6300
_ Estado de carga 4
k=
horas
0.5
_ Clasificación del aparato
M6
En cuanto al estado de carga, la grúa lev antará aproximadamente con la misma f recuencia cargas pequeñas, medianas y máximas.
Solicitaciones debido al peso propio de los elementos. _ Peso propio de los elementos
Qu=
20200
kg
Solicitaciones debido a movimientos verticales. Teniendo en cuenta que, según las prestaciones de la grúa en estudio, Ve es igual a 0.08 m/s en su valor máximo. _ Coeficiente dinámico C4 = 1.14 La normativa indica el valor del coeficiente a utilizar dependiendo de la clasificación del aparato de elevación. Según la tabla el v alor a escoger es: γ = 1.06 Carga máxima de servicio sin carga por viento.
Fa = Q + A + O
_ Carga axial
Fa = 23529.88 kg Fa = 230828 N Mv = 107789.3 kg m Mv = 1057413 N m
_ Momento de vuelco
Factores de carga a utilizar en la grúa. _ Coeficiente de seguridad estática _ Coeficiente de vida útil _ Vida útil , giros a plena carga
f est = fl= giros =
1.25 1.15 45000
Capacidad de carga estática del rodamiento. Fa est = 288535.2 N Mv = 1321766 N m
Capacidad de carga dinámica del rodamiento. Fa din = 230828 N Mv = 1057413 N m Rodamiento axial de rodillos a rótula. SKF
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29414 E
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CALCULO DE SOLICITACIONES RADIALES. Adoptamos rodamiento de rodillos a rotula con agujero cilíndrico SKF
22222 E
Capacidad de carga estática del rodamiento. Po = Fr + Yo . Fa
Po =
353160
N
Donde Fa se desprecia ya que la carga axial es absorbida por el rodamiento de rodillos a rotulas axial.
VERIFICACIÓN DEL EJE A LAS SOLICITACIONES. _ Material adoptado SAE 1010
σ rot =
500
N/mm2
TENSIONES ADMISIBLES. SAE 1010.
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Tensión en eje liso. σ adm = σ w = Fc = Fs = b0 =
260 1 1.5 0.8
σ w Fs x Fc
N/mm2 σ adm = σ adm =
139 1387
N/mm2 kg/cm2
σ adm = σ adm =
69 693
N/mm2 kg/cm2
σ adm = σ adm =
80 800
N/mm2 kg/cm2
Tensión en el cambio de sección. σ w =
130
N/mm2
Tensión en el chavetero. σ w =
150
N/mm2
VERIFICACIÓN A FLEXIÓN. σ
Mf
max
=
Wx _ Distancia entre apoyos _ Distancia carga-reacción _ Cargas actuantes _ Diámetro del eje _ Momento máximo _ Momento máximo _ Modulo resitente
L= dc = C= C= D=
3100 23.5 35800 351198 12.5
mm mm kg N cm
Mf max = 8130000 N-mm Mf max = 82874.62 kg cm Wx = 191.7476 cm3
σ = 432 kg/cm2 Buenas condiciones de trabajo
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VERIFICACIÓN A COMPRESIÓN. N
σ
=
300 kg/cm2 σ = Buenas condiciones de trabajo
F
VERIFICACIÓN A PANDEO. Carga puntual Cant. de columnas Tensión Máx. Admisible a la compresión Sección Momento de inercia Modulo resistente Radio de giro Distancia al centro de gravedad Luz de pandeo Condición de cálculo
λ
ω
=
=
Sk
sk =
iy
1.16
N= n= σadm= F= Jy= Wy= iy= xg= L= β=
λ ω σ
.
=
120
23000 1 1400 78.53 472.00 98.17 2.45 5 120 1
kg kg/cm² cm² cm4 cm³ cm cm cm art.art
cm
48.95
N
=
F σ
339.74 kg/cm² Buenas condiciones de trabajo =
adm
σ < σ
NOTA: la v erificacion a pandeo se realizo como si el eje fuera el unico elemento que soporta los esfuerzos, este va a f ormar parte de una estructura cajon lo cual las cargas se van a distribuir en este.
VERIFICACIÓN POR ELEMENTOS FINITO. ANÁLISIS POR TENSIONES. Se puede observar que la estructura en conjunto con el eje forman un conjunto estructuralmente resistente y las tensiones están por debajo de los limites admisibles del material. En las imagenes se puede observar que no hay zonas criticas.
Análisis de tensiones punto superior
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Análisis de tensiones punto inferior
SELECCIÓN DE MOTOR-REDUCTOR DE GIRO. RELACIÓN DE TRANSMISIÓN. _ Velocidad de entrada _ Velocidad de salida (rotación pluma)
ne = 1450 rpm ns = 0.27 rpm i = 5370.37
RELACIÓN TREN EXTERNO. Los engranajes son de dentado recto _ Numero de dientes del piñon _ Numero de dientes de la corona
zp = zc =
20 81
i te =
4.05
_ Relación motoreductor
im=
1326.0
Momento torsor a vencer por la inercia del sistema
Mt =
150
_ Relación en tren externo
RELACIÓN MOTOREDUCTOR.
kg m
1) Alternativa 1 - Motoreductor combinado sin fin corona marca POLYFIX PFM-75/130. _ Relación de transmisión i= 1200 _ Velocidad de salida del reductor ns = 1.2 rpm _ Potencia P= 0.47 HP 2) Alternativa 2 - Motoreductor combinado sin fin corona marca POLYFIX PFM-90/150. _ Relación de transmisión _ Velocidad de salida del reductor _ Potencia
i= ns = P=
1200 1.2 1
rpm HP
Para un arranque suave se debe instalar un variador de frecuencia LG Vectorial SV015IC5. y un filtro Para la proteccion del equipo de sobrecargas de corriente se debe instalar un filtro de línea.
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VERIFICACION DE ENGRANAJES. _ Número de dientes del piñon _ Número de dientes de la corona _ Relación en tren externo _ Momento torsor a vencer por la inercia del sistema
zp = zc = i te = Mt =
20 81 4.05 150
kg m
VERIFICACION DE LA FATIGA EN EL PIE DEL DIENTE. La normativa de cálculo de los engranajes cilíndricos es la norma ISO 6336. La solicitación en el pie del diente:
_ Módulo de engrane (adoptado) _ Ancho del piñon _ Ancho de la corona _ Diámetro primitiv o de la corona _ Fuerza tangencial
m= b1 = b2 = d= Ft = Ft =
6 40 45 486 617.3 6055.6
mm mm mm kg N
_ Factor de forma (de grafico DIN 3990) 1-Piñon 2-Corona
YF1 = YF2 =
2.8 2.32
_ Coeficiente de recubrimiento
YŰ =
0.516
_ Inclinación lineas de contacto (dientes rectos)
Yβ =
1
_ Factor de servicio (funcionamiento sin choques)
FA =
1
_ Factor de velocidad (baja velocidad)
FV =
1
_ Factor de distribucion de cargas
KM =
1
σ b1 =
36.5
N/mm2
σ b2 =
26.8
N/mm2
σ blim =
250
_ La solicitación en el pie del diente valdra
RESISTENCIA A LA FATIGA
_ Factor de duración (valor mas desfavorable) _ Factor de fiabilidad (probabilidad de fallos de 1%) _ Factor de concentración de tensiones
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Kbl =
0.631
kc =
0.814
Ys1 = Ys2 =
N/mm2
1.5 1.7
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_ El valor del σ adm
1-Piñon 2-Corona
σ adm1 = σ adm2 =
189.3 167.0
N/mm2 N/mm2
Buenas condiciones de trabajo.
COMPROBACION DE LA FATIGA SUPERFICIAL.
_ Factor de material
ze =
271.11
_ Factor geométrico
zc =
1.85
_ Factor de recubrimiento
zβ =
0.718
Finalmente
σH =
211.6
N/mm2
σ H lim =
1200
N/mm2
_ Calculo de σ adm
_ Factor KHL
KHL = σ adm =
1 1200
N/mm2
Buenas condiciones de trabajo.
Con lo que el engranaje aguanta tanto el fallo por fatiga en el pie del diente como el picado superficial.
