Dante Ramirez Montenegro: DISEÑO DE FLECHAS SEGÚN LA TEORÍA DE EJES POR RESISTENCIA A LA FATIGA - ASME, Y DISEÑO DE UNA FLECHA PARA UNA MÁQUINA DEL COMPLEJO AGROINDUSTRIAL AGROPUCALÁ SAA

Saludos estimado lector, de este; mi espacio en Internet, en esta oportunidad, les traigo un trabajo que desarrollé en VI ciclo, de la Facultad de Ingeniería Mecánica Eléctrica de la Universidad Nacional Pedro Ruiz Gallo, para el curso de Esfuerzos de Elementos de máquina
DISEÑO DE FLECHAS SEGÚN LA TEORÍA DE EJES POR RESISTENCIA A LA FATIGA - ASME, Y DISEÑO DE UNA FLECHA PARA UNA MÁQUINA DEL COMPLEJO AGROINDUSTRIAL AGROPUCALÁ SAA
Espero que se tome como referencia o guía para futuros trabajos en Ingeniería Mecánica.

Pueden tener una vista de todo mi trabajo a continuación, en formato PDF. Si desean tener el archivo original, editable en formato .docx también está a su disposición, el enlace a su descarga se encuentra luego de la vista previa del PDF, al final de esta entrada.

Agradecer no cuesta nada.

UNIVERSIDAD NACIONAL PEDRO RUIZ GALLO

ESCUELA DE INGENIERÍA MECÁNICA ELÉCTRICA

CURSO ESFUERZOS DE ELEMENTOS DE MÁQUINA.

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“DISEÑO DE FLECHAS SEGÚN LA TEORÍA DE EJES POR RESISTENCIA A LA FATIGA - ASME, Y DISEÑO DE UNA FLECHA PARA UNA MÁQUINA DEL COMPLEJO AGROINDUSTRIAL AGROPUCALÁ SAA.”

TRABAJO FINAL PARA EL CURSO DE ESFUERZOS DE ELEMENTOS DE MÁQUINA.

PRESENTADO POR:

DANTE ROVINZON RAMIREZ MONTENEGRO.

DOCENTE ASESOR:

ING. MSC. NORMAN AGUIRRE ZAQUINAULA.

LAMBAYEQUE – PERÚ

AGOSTO 2015

DEDICATORIA

Este trabajo está dedicado a mi madre:

María Montenegro Medina.

Quien desde hace casi 20 años ha estado incondicionalmente conmigo.

A mi padre:

Faustino Ramirez Parrilla

Quien nunca escatimó una moneda en mis estudios.

Y a mi hermano:

César Anderson Ramirez Montenegro

Por quien me esmero en ser considerado un ejemplo.

RESÚMEN

El presente trabajo tiene por objetivo describir el panorama e importancia de algunas teorías del diseño de elementos de máquina, para luego centrarnos en la teoría de diseño por resistencia a la fatiga, consecuentemente con la teoría de ejes por resistencia calcularemos la sección necesaria utilizando un tipo de acero determinado, con lo cual veremos reflejada la aplicación en si misma de los conocimientos adquiridos a lo largo del desarrollo del curso, el propósito final es el buen diseño de una flecha de transmisión ubicada en una malla separadora de cachaza y jugo del complejo agroindustrial Pucalá.

El complejo agroindustrial posee cuatro separadoras de cachaza, los cuales trabajan las 24 horas del día, y se les hace un mantenimiento cada 6 meses. Desde hace ya varios años, existe un problema que aún no ha sido solucionado, y es que las flechas principales que transmiten la potencia del reductor conectado a un motor de 14 HP, al cilindro centrifugador tienen que ser soldados o reemplazados constantemente, es decir, no cumplen a cabalidad el tiempo de duración esperado. Dado el problema, es que mi objetivo no será redimensionar en si un eje que pueda reemplazar a aquellos de los que se dispone y dotar de dimensiones correctas para que la duración de estos elementos de máquinas, y supere las estimaciones y maximicen la productividad en la planta, ésta es una salida sencilla para el caso de diseñar elementos con plena libertad de dimensionado. Mi objetivo será elegir un acero específico que sea lo suficientemente resistente para satisfacer nuestra necesidad, y que a la vez sea el más económico posible. Mantendré las dimensiones constantes puesto a que la máquina se encuentra instalada y el mecanismo está funcionando actualmente, el trabajo se encuentra en el proceso iterativo necesario para realizar el proceso.

ÍNDICE

INTRODUCCIÓN		5
CAPÍTULO I
1.1. DISEÑO BAJO TEORÍAS DE FALLA, CONCEPTOS PREVIOS Y PANORAMA GENERAL
1.1 DISEÑO BAJO TEORÍAS DE FALLA, CONCEPTOS PREVIOS Y PANORAMA GENERAL		6
1.2. Métodos para calcular la vida en fatiga		8
	1.2.1. Resistencia a la tensión (SN)	8
	1.2.2. Resistencia a la deformación unitaria (EN)	8
	1.2.3. Mecánica de la fractura elástica lineal (LEFM)	8
1.3 Cálculo de la vida en fatiga para diseñadores mediante el método SN		9
	1.3.1. Carga de amplitud constante	9
	1.3.2. Carga de amplitud Variable	9
CAPÍTULO II
DISEÑO POR TEORÍA DE EJES POR RESISTENCIA ASME
	2.1. Diseño de ejes de materiales dúctiles	11
	2.2. Dimensionado previo según ASME	11
	2.3 El Diseño de ejes por rigidez torsional	14
	2.4. Cálculo de comprobación de los árboles	15
CAPÍTULO III
CÁLCULOS MECÁNICOS Y DISEÑO DE LA FLECHA PARA EL SEPARADOR DE CACHAZA Y JUGO DE CAÑA
	3.1. Desarrollo del problema	17
CAPÍTULO IV
ANÁLISIS E INTERPRETACIÓN DE RESULTADOS
	4.1. Descripción de resultados	21
	Conclusión	22
BIBLIOGRAFÍA		23
ANEXOS		24

INTRODUCCIÓN

Como sabemos, las flechas son elementos de máquina sobre los cuales se pueden montar las partes giratorias de las máquinas o bien pueden girar transmitiendo un momento.

Resultan entonces siendo ejes y mismos elementos de transmisión.

Los árboles son barras fijas o giratorias que sirven para transmitir potencia mediante dispositivos fijos a él, como levas, engranes, poleas, etc., mientras los ejes son barras fijas que soportan diversos elementos giratorios, como poleas y engranes. Generalmente se les somete a cargas de flexión.

Por la forma del eje geométrico del árbol se distinguen los árboles rectos y los árboles acodados (cigüeñales).

Los árboles cigüeñales se emplean siempre que se requiera transformar en una máquina el movimiento alternativo en movimiento giratorio o viceversa.

Los árboles rectos en la ingeniería mecánica moderna, hace necesario que sean objetos de estudio, con énfasis en el análisis de los criterios de dimensionado previo y de comprobación de la capacidad de carga.

CAPÍTULO I

1.1. DISEÑO BAJO TEORÍAS DE FALLA, CONCEPTOS PREVIOS Y PANORAMA GENERAL

En 1954, dos accidentes en los que se vio involucrado el primer avión de pasajeros del mundo, el de Havilland Comet, llevaron las palabras “fatiga del metal” a los titulares periodísticos, y se quedaron grabadas en la conciencia del público. El avión, además de ser uno de los primeros en poseer una cabina presurizada, tenía ventanas cuadradas. La presurización, en combinación con cargas en vuelo repetidas, provocó la formación de fisuras en las esquinas de las ventanas. Estas fisuras se extendieron con el paso del tiempo hasta que se desintegró la cabina. Los accidentes del Comet fueron una tragedia humana en la que murieron 68 personas, pero también permitieron tomar conciencia del problema a los ingenieros que intentaban realizar diseños seguros y sólidos.

Desde entonces, la fatiga ha sido responsable del fallo de muchos componentes mecánicos como, por ejemplo, turbinas y otros equipos rotatorios que funcionan bajo intensas cargas cíclicas repetidas.

La principal herramienta para comprender, predecir y evitar la fatiga es el análisis por elementos finitos (FEA). ¿Qué es la fatiga? Normalmente, los diseñadores consideran que el factor de seguridad más importante es la resistencia global del componente, ensamblaje o producto. Para ello, quieren crear un diseño que aguante la carga final probable y agregarle un factor de seguridad como garantía adicional. Sin embargo, durante el funcionamiento, es poco probable que el diseño experimente cargas estáticas. Normalmente, experimentará una variación cíclica y será sometido a varias aplicaciones de esta variación de carga, lo que podría provocar fallos con el paso del tiempo. La fatiga es “la deficiencia que se produce cuando un elemento se somete a una carga repetida o variable, que nunca alcanza un nivel suficiente como para provocar un error en una aplicación individual”. Los síntomas de la fatiga son las fisuras que se producen como consecuencia de la deformación plástica en zonas localizadas. Normalmente, esta deformación tiene que ver con la aparición de zonas de concentración de tensión sobre la superficie de un componente, o bien un defecto preexistente casi indetectable sobre la superficie o justo debajo de ella. Si bien puede resultar difícil o incluso imposible crear un modelo de este tipo de defectos mediante el FEA, la variabilidad de los materiales es un elemento constante y es muy probable que existan defectos pequeños. El FEA puede predecir las zonas de concentración de tensión y ayudar a que los ingenieros de diseño pronostiquen cuánto tiempo aguantarán sus diseños antes de que comiencen a experimentar los síntomas de la fatiga. El mecanismo de la fatiga puede dividirse en tres procesos relacionados entre sí: 1. Aparición de fisuras 2. Propagación de fisuras 3. Fractura El análisis de tensiones por elementos finitos (FEA) puede predecir la aparición de fisuras. Existen otras tecnologías, como el análisis dinámico por elementos finitos no lineal, que pueden estudiar los problemas de deformación unitaria en la propagación. Dado que los ingenieros de diseño por lo general quieren evitar que se comiencen a producir fisuras de fatiga, este informe se centrará principalmente en la fatiga desde este punto de vista.

Determinación de la resistencia a la fatiga de los materiales Existen dos factores principales que rigen la cantidad de tiempo que tarda una fisura en producirse y en extenderse lo suficiente como para provocar el fallo de un componente: el material del componente y el campo de tensión. Los métodos para comprobar la fatiga de materiales se remontan a August Wöhler, quien durante el siglo XIX, estableció y realizó la primera investigación sistemática sobre la fatiga. Las pruebas de laboratorio estándar aplican cargas cíclicas como, por ejemplo, flexión por rotación, flexión en voladizo, tracción y compresión axial y ciclos de torsión. Los científicos e ingenieros trazan los datos resultantes de estas pruebas para demostrar la relación entre cada tipo de tensión y el número de ciclos de repetición que provocan el fallo; es decir, una curva S-N. A partir de la curva S-N, los ingenieros pueden obtener el nivel de tensión que puede soportar un material durante un número específico de ciclos. La curva se divide en fatiga de ciclo bajo y alto. Por lo general, la fatiga de ciclo bajo se produce en menos de 10.000 ciclos. La forma de la curva depende del tipo de material probado. Algunos materiales como, por ejemplo, aceros de bajo contenido de carbono, muestran un aplanamiento en un nivel de tensión específico, que se denomina límite de resistencia o de fatiga. Los materiales que no contienen hierro no demuestran ningún límite de resistencia. En principio, los componentes diseñados de modo que las tensiones aplicadas no superen el límite de resistencia conocido no deberían presentar fallos durante su funcionamiento. No obstante, en los cálculos del límite de resistencia no se incluyen las concentraciones de tensión localizadas que pueden provocar la aparición de las fisuras, a pesar de que el nivel de tensión se encuentre por debajo del límite “seguro” normal.

Un ciclo de carga de fatiga, según se determina mediante la realización de pruebas de flexión por rotación, proporciona información sobre la tensión media y alternante. Se ha demostrado que la velocidad de propagación de fisuras en las pruebas está relacionada con la relación de tensión del ciclo de carga y la tensión media de la carga. Las fisuras sólo se propagan bajo cargas de tracción. Por ese motivo, si el ciclo de carga provoca una tensión de compresión en la zona de la fisura, no se producirán daños adicionales. No obstante, si la tensión media muestra que el ciclo completo de tensión es de tracción, el ciclo completo provocará daños.

Un gran número de ciclos de carga de servicio tendrán una tensión media distinta de cero. Se han desarrollado tres métodos de corrección de la tensión media para eliminar la necesidad de tener que realizar pruebas de fatiga en tensiones medias diferentes:

• Método de Goodman: Normalmente adecuado para material frágil

• Método de Gerber: Normalmente adecuado para material dúctil

• Método de Soderberg: Normalmente el más conservador

Los tres métodos se aplican únicamente cuando todas las curvas S-N asociadas se basan en cargas completamente invertidas. Además, estas correcciones sólo serán significativas si los ciclos de carga de fatiga aplicados poseen tensiones medias elevadas en comparación con el intervalo de tensión. El anterior diagrama de Goodman muestra la relación entre la tensión alternante, los límites de tensión del material y la tensión media de las cargas. Los datos experimentales demuestran que el criterio de fallo se encuentra entre las curvas de Goodman y de Gerber. Por lo tanto, un enfoque pragmático sería calcular el fallo según ambas curvas y utilizar la respuesta más conservadora.

1.2. MÉTODOS PARA CALCULAR LA VIDA EN FATIGA

Queda claro que las pruebas físicas no son prácticas para todos los diseños. En la mayoría de las aplicaciones, un diseño con una vida segura en fatiga requiere la predicción de la vida en fatiga de los componentes que explique las cargas y los materiales de servicio pronosticados. Los programas de ingeniería asistida por ordenador (CAE) para determinar la vida en fatiga total. Éstos son:

1.2.1. RESISTENCIA A LA TENSIÓN (SN)

Se basa únicamente en los niveles de tensión y utiliza sólo el método Wöhler. Aunque no es adecuado para componentes con zonas de plasticidad y proporciona una baja precisión para la fatiga de ciclo bajo, es el método más fácil de implementar, dispone de una amplia cantidad de datos de referencia y ofrece una buena representación de la fatiga de ciclo alto.

1.2.2. RESISTENCIA A LA DEFORMACIÓN UNITARIA (EN)

Este método proporciona un análisis más detallado de la deformación plástica en zonas localizadas y es adecuado para las aplicaciones de fatiga de ciclo bajo. No obstante, los resultados no son concluyentes.

1.2.3. MECÁNICA DE LA FRACTURA ELÁSTICA LINEAL (LEFM)

Este método supone que la fisura ya existe y que se ha detectado. Predice la expansión de la fisura en relación con la intensidad de la tensión. Puede ser un método práctico cuando se aplica a estructuras de gran tamaño junto con códigos informáticos e inspecciones regulares. Gracias a su facilidad de implementación y a la gran cantidad de datos de material disponible, el método que más se utiliza es el SN.

1.3. CÁLCULO DE LA VIDA EN FATIGA PARA DISEÑADORES MEDIANTE EL MÉTODO SN

Al calcular la vida en fatiga, se puede tener en cuenta la carga de amplitud constante y variable. A continuación se incluye una descripción breve de los resultados variados.

1.3.1. CARGA DE AMPLITUD CONSTANTE:

Este método considera un componente sometido a una amplitud constante y con un ciclo de carga de tensión media constante. Mediante una curva SN, los diseñadores pueden calcular el número de este tipo de ciclos que provoca un fallo rápido del componente. Sin embargo, en los casos en los que el componente se somete a más de una carga, la regla de Miner proporciona una manera de calcular los daños de cada carga y combinarlos para obtener un valor de daño total. El resultado, denominado “Factor de daños”, se expresa como una fracción del fallo. El fallo del componente se produce cuando D = 1,0; por lo tanto, si D = 0,35, es porque se ha consumido el 35 por ciento de la vida del componente. Esta teoría también supone que los daños que causa un ciclo de tensión son independientes de la ubicación en la que se produce el ciclo de carga y que la velocidad de acumulación de daños no depende del nivel de tensión.

1.3.2. CARGA DE AMPLITUD VARIABLE:

En condiciones reales, la mayoría de los componentes se someten a un ciclo de carga variable, tanto desde el punto de vista de amplitud como de tensión media. Por lo tanto, un enfoque mucho más general y realista considera una carga de amplitud variable en la que las tensiones, aunque se repitan con el paso del tiempo, tienen una amplitud variable. De este modo, se pueden dividir en “bloques” de carga. Para resolver este tipo de carga, los ingenieros utilizan una técnica denominada “recuento de Rainflow”. El Apéndice B, que trata cómo estudiar los resultados del análisis FEA de fatiga, ofrece información adicional sobre el recuento de Rainflow. El FEA proporciona excelentes herramientas para estudiar la fatiga con el método SN, ya que la entrada consiste en un campo de tensión elástica lineal y el FEA permite la consideración de posibles interacciones de varios casos de carga. Si se establece para calcular el entorno de carga en el peor de los casos (un enfoque típico), el sistema puede proporcionar varios resultados diferentes de cálculo de fatiga, incluidos los trazados de vida, de daños y de factor de seguridad. Además, el FEA puede proporcionar trazados de la relación de la tensión principal alternante más pequeña dividida por la tensión principal alternante más elevada (denominada trazado de indicador de biaxialidad), además de un gráfico de matriz de Rainflow. Este último es un histograma tridimensional en el que los ejes X-Y representan las tensiones alternantes y medias y el eje Z representa el número de ciclos contados para cada recipiente.

CAPÍTULO II

DISEÑO POR TEORÍA DE EJES POR RESISTENCIA ASME

Consiste básicamente en la determinación del diámetro correcto del para asegurar rigidez y resistencia satisfactorias cuando el eje trasmite potencia de diferentes condiciones de carga y operación. Generalmente los ejes tienen sección trasversal circular y pueden ser huecos o macizos.

2.1. DISEÑO DE EJES DE MATERIALES DUCTILES:

Basado en su resistencia, está controlado por la teoría del esfuerzo cortante máximo. La presentación siguiente se basa en ejes de material dúctil y sección circular transversal circular. Los ejes de materiales frágiles deben diseñarse en base a la teoría del esfuerzo cortante máximo. Generalmente los ejes están sometidos a torsión, flexión y cargas axiales. Para cargas axiales. Para cargas torsionales el esfuerzo de torsión Txy es:

Ø Para cargas de flexión, el esfuerzo de flexión S_b (TRACCION O COMPRESION) es:

Ø Para cargas axiales, el esfuerzo de compresión o tracción S_a es:

2.2. Dimensionado previo según Código ASME

Este método fue establecido por la Asociación Americana de Ingenieros Mecánicos (ASME) en 1927 y fue reconocido hasta principios de los años 60. Su fundamento es teórico empírico y fue empleado para proyectar árboles durante muchos años y, por ello, es una información que debe tener en su poder un proyectista mecánico que trabaje en el área del diseño de transmisiones. El Código ASME establece un valor de esfuerzo tangencial admisible, correspondiente a la más pequeña de las dos magnitudes siguientes;

Dónde:

: esfuerzo límite de fluencia a tracción del material (PSI).

: esfuerzo límite de rotura a tracción del material (PSI).

: Factor por concentración de tensiones. En caso de existir algún concentrador de tensiones, debido a un chavetero o una zona de transición por cambio de sección, debe de ser tomado

= 0,85. En caso de no existir un concentrador de tensiones

=1,0.

La ecuación del código ASME para un eje hueco combina torsión, flexión y carga axial, aplicando la ecuación del esfuerzo cortante máximo modificado mediante la introducción de factores de choque, fatiga columna:

Ø Para un eje macizo con carga axial pequeña o nula, se reduce a:

En la cual, en la sección en consideración,

PARA EJES ESTACIONARIOS	K_b	K_t
Carga aplicada gradualmente	1,0	1,0
Carga aplicada repentinamente	1,5 a 2	1,5 a 2

PARA EJES EN ROTACIÓN	K_b	K_t
Carga aplicada gradualmente	1,5	1,0
Carga repentina (choque menor)	1,5 a 2,0	1,0 a 1,5
Carga repentina (choque fuerte)	2,0 a 3,0	1,5 a 3,0

El código ASME específica para ejes de acero comercial:

El código ASME específica para aceros comprados con especificaciones definidas

Del límite elástico sin sobrepasar el 18% del esfuerzo último en tracción, para ejes sin cuñero. Estos valores deben reducirse en 25% si existe cuñero.

2.3. EL DISEÑO DE EJES POR RIGIDEZ TORSIONAL

Se sabe que en el Angulo de giro permisible. La cantidad permisible de giro depende de aplicación particular, y varía desde 0.08 grados por pie para ejes de maquina herramientas hasta grados por pie para ejes de tracción.

Donde:

2.4. Cálculo de Comprobación de los Árboles

Los cálculos de comprobación pueden ser variados y depende del tipo de árbol y de las condiciones de trabajo. Los árboles rápidos fallan en el 40% a fatiga. En los árboles lentos de menor dureza es frecuente la rotura ante la presencia de cargas picos. En el caso de árboles frágiles (hierro fundido), se manifiesta la rotura por resistencia. Adicionalmente, es necesario tener en cuenta que los árboles de reductores, motores eléctricos y árboles de levas de MCI, deben ser verificados a rigidez ya que pequeñas deformaciones de estos pueden traer grandes afectaciones en el funcionamiento de los mismos.

En general son cuatro los criterios fundamentales de comprobación:

• Resistencia mecánica a carga estática. (No ocurrencia de deformación plástica o rotura por sobrecarga).

• Resistencia mecánica a carga variable (no ocurrencia de rotura por fatiga

Volumétrica).

• Rigidez suficiente para garantizar buen funcionamiento.

• Resistencia a la sobrecarga por incremento de las amplitudes por resonancia o régimen parciales de vibración. (Control de la velocidad crítica).

Cálculo de Comprobación Según Norma ASME B106.

La referida norma establece que el cálculo de resistencia a la fatiga sea verificado según:

Esta relación nos permite determinar el coeficiente de seguridad a la fatiga del material del árbol, en la sección analizada, empleando la siguiente ecuación:

Donde:

: Esfuerzo de amplitud equivalente según criterio de Von Mises. (KSI)

: Esfuerzo medio equivalente según criterio de Von Mises. (KSI)

: Coeficiente modificador de la resistencia a la fatiga.

En el caso de tener sólo cargas que provoquen esfuerzos cíclicos de flexión y esfuerzos constantes de torsión, la ecuación propuesta por ASME es:

d =diámetro de la flecha (mm)

= Momento flector ocasionando esfuerzos cíclicos N.m

= Par de torsión medio N.m

= Límite de resistencia a la fatiga corregido. MPa

= Límite de fluencia. MPa

CAPÍTULO III

CÁLCULOS MECÁNICOS Y DISEÑO DE LA FLECHA PARA EL SEPARADOR DE CACHAZA Y JUGO DE CAÑA.

Se tienen los datos siguientes:

El motor de la máquina separadora de cachaza y jugo de caña, que mueve el sistema tiene una potencia de 15 HP, y debe girar como mínimo a 4 vueltas cada 7 segundos, esto es 35 RPM. El diámetro del piñón conductor es de 20 cm, y dado que ya se encuentra instalado en el motoreductor no podemos cambiar su diámetro. Si se usa un factor de carga dinámica de 2, factor de sobrecarga de torsión de 1 y un factor de seguridad de 1, debemos elegir el tipo de acero necesario para reemplazar el existente. Se tiene la configuración mostrada

Solución:

Realizamos el DCL de la pieza

a) Calculamos par en la pieza a partir de los datos:

P=T*ω

11000 w=T*35RPM*2pi/60

T=3063.725 N.m

b) Conocemos el radio del piñón, calculamos la fuerza F. Radio = 0.1m

T=F*r

3063.725 N.m = F*0.1m

F= 30637.25 N

c) Calculamos las reacciones, realizamos el diagrama de fuerza cortante y momento flector:

Diagrama de fuerza cortante:

Diagrama de momento flector:

M (0.233 cm) = 7824.754 N.m = Mmáx

Aplicando los factores de carga dinámica y de sobrecarga, se obtienen los valores de diseño del momento y el par de torsión:

Mo = 1.5*Mmáx = 1.5*7824.754 N.m = 11737.131 N.m

To = 1.0*Tmáx = 1*3063.725 N.m = 3063.725 N.m

d) El diámetro que debería tener la flecha es:

d = 5 centímetros. (Invariablemente)

Partimos desde ahí para seleccionar un acero apropiado, se realizaron una serie de pruebas y el acero que cumple los requisitos descritos en el planteamiento del problema es el Acero AISI 4340, revenido a 315°.

Sy=1612 MPa

Su=1795 MPa

Se=0.5Sut

Se=o.5*1795 MPa =897.5MPa

Reemplazamos los valores en la fórmula:

Con esto se comprueba que el procedimiento se ha realizado correctamente, ya que d = 5 cm.

CAPÍTULO IV

ANÁLISIS E INTERPRETACIÓN DE RESULTADOS

No se tienen datos de los aceros utilizados actualmente en estas flechas, sin embargo podemos deducir que éste no cumple los requerimientos para trabajar bajo las cargas anteriormente descritas.

Habiendo culminado el presente trabajo, me encuentro con la solución al problema real planteado en la fábrica Agropucalá SAA. Y es que si bien es cierto, es una fábrica antigua, con uno de los talleres más grandes de la región, el mal diseño de los elementos de máquina pueden ir exponencialmente produciendo pérdidas al requerir mano de obra y mantenimiento innecesario constante.

Se encontró el acero más propicio para cubrir este requerimiento, por lo que al cambiar a este material, en adelante no se tendrán más problemas con los ejes de estas máquinas, con una alta confiabilidad en que llegarán bien al mantenimiento semestral.

En adelante se habrán ahorrado horas/hombre que pueden ser empleadas para mejorar la producción y aumentar el rendimiento general de la planta.

CONLUSIÓN

Las herramientas y los métodos que se describen en este informe pueden ayudar a los ingenieros a mejorar la seguridad de los componentes a la vez que reducen los diseños de ingeniería aparatosos y costosos. Al utilizar la tecnología actual para evitar la fatiga, con frecuencia se pueden evitar catástrofes. De manera diaria, un diseño que tiene en cuenta la fatiga reduce los fallos de servicio y ayuda a los ingenieros a concentrarse en el diseño de nuevos productos en lugar de tener que corregir problemas heredados.

BIBLIOGRAFÍA

ü Shigley, J. E. Diseño en Ingeniería Mecánica. Editorial McGraw Hill, 1990.

ü Robert L – Mott. Diseño de Elementos de Máquina. Editorial Pearson, 4 Edición, 2006

ü Ing. F. Alva Dávila. Diseño de Elementos de Máquinas II. Edición UNI, 1999.

ü http://myslide.es/documents/diseno-de-ejes-con-la-norma-asme.htmlMott, R. L. Machine Elements in Mechanical Design. Editorial Prentice. 1999.

ü Norma ASME B106.

ü solidworks – diseño para evitar la fatiga 2015

ANEXOS

Softwares utilizados:

Symbolab

Se utilizó para realizar las iteraciones múltiples, con lo que se halló el acero necesario para este elemento de máquina.

Algoritmo insertado:

\left(\left(\frac{32}{\pi }\left(1\right)\right)\cdot \left(\left(\frac{15649.508\:\:}{\:\frac{1795}{2}\cdot 10^6}\right)^2+\frac{3}{4}\cdot \left(\frac{3063.725\:\:}{1612\cdot 10^6}\right)^2\right)^{\frac{1}{2}}\right)^{\left(\frac{1}{3}\right)}

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