Calculo de reductor mecanico de velocidad

Pretende-se projectar um redutor mecânico para veículo ECO-IPB, com veio de saída axial
Binário à saída do motor: 7,64
Binário de pico no arranque do motor: 24Nm
Potência: 2,4 kW
Velocidade de saída no motor aproximadamente 3000 r.p.m.
Velocidade máxima do veículo 40 km/h
Diâmetro da roda: 0,55 m
Coeficiente aerodinâmico: 0,5;
Tara: 140 kg
MATERIALES
Hoy en día, en los engranajes seusan todo tipo de materiales, pero los más extendidos son el acero y el Nylon. El Nylon tiene una alta resistencia al desgaste y además es ligero, silencioso y auto lubricante. El acero en cambio es mucho más resistente y permite engranajes de menor tamaño y mayor dureza. En este proyecto, los engranajes escogidos, son de acero, para poder hacerlos lo más compactos posibles. Los aceros más comunesempleados en los engranajes son: Aceros para bonificación, acero de buen tratamiento térmico (F114, F115, F120…), aceros de cementación, aceros para nitruración, fundiciones de acero y hierro, etc.
El material escogido para los ejes, será el mismo que el usado en otras piezas del proyecto. Siempre es un buen método para unificar y abaratar costes. Las características del acero que vamos a utilizarson la siguientes:

F1440AISI 1045
Resistencia a flexiónσbw=370 N/mm2σbsch=630 N/mm2
Resistencia a torsiónτtw=260 N/mm2 τtsch=340 N/mm2
Limite elástico=390 N/mm2
Carga rotura=670-820 N/mm² = 67,0-82,0 kg/mm²
CALCULO DE ENGRANAJES

Para el cálculo de engranajes, se usan varios métodos. En este caso, primero, buscaremos orientativamente el modulo que nos puede ir bien, para conseguir unpre-diseño.
Seguidamente, calcularemos el modulo mínimo y la anchura mínima necesarias según las solicitaciones y finalmente se comprobaran los dientes de los engranajes a esfuerzo máximo y desgaste.
Como podéis ver en la siguiente figura siguiente, se trata de engranajes rectos, los cuales solo provocan fuerzas tangenciales y radiales, tienen perdidas menores y lo mejor es que no provocan fuerzasaxiales indeseables.

Con los datos de partida, vamos a calcular la relación de transmisón. Con la relación “i” obtenida, seleccionaremos el número de dientes necesarios y calcularemos las dimensiones de los engranajes, relación de conducción y las espesuras de los dientes.
Meter las formulas con las que dani saco que i=7.77

i=7,77 ≈8
Con la relación de transmisión obtenida, calculamos elnúmero de dientes:
Vamos a suponer que el piñón tiene 18 dientes, y a partir de ahí obtendremos el radio de la rueda.
i=Z2Z1=Z218
Z2=144 dientes
Una vez que tenemos Z1 y Z2 calcularemos los radios primitivos, radios addendum, radio base y radio dendum:
Radio primitivo del piñon:
R1=m*Z12=18mm
Radio primitivo de la rueda:
R2=m*Z22=144mm

Radio addedum:
RA1=R1+m=18+2=20mmRA2=R2+m=144+2=146mm
Radio dendum
Rf1=R-1,25*m=18-1,25*2=15,5mm
Rf2=R-1,25*m=144-1,25*2=141,5mm
Radio base
Rb1=R1*cosα=18*cosα=18*cos20=16,91mm
Rb2=R2*cosα=144*cosα=144*cos20=135,32mm
Radio de conducción
Eα=Ra2-Rb2+Ra1-Rb1-(R1+R2)*sen∝π*m*cosα
Eα=1462-135,322+202-16,912-(18+144)*sen∝π*2*cos20
Eα=1,71→Eα>1→Trannsmite movimiento
Espesura del diente
SA=RA[SR+2(INV∝-INVαA)]
S=π*m2=π*22=3,1416
Piñon:R*Cosα=RA*CosαA
18*Cos20=20*CosαA
αA=32,25→INVαA=tgαA-αA
INVαA=tg32,25-32,27*π180
INVαA=0,067735
INVα=0,014904
SA=203,141618+20,014904-0,067735=1,377mm
SA=16,913,141618+20,014904-0=3,45mm
Rueda
SA=RA[SR+2(INV∝-INVαA)]
S=3,1416
R=144
RA=146mm
INVα=0,014904
RCosα=RA*CosαA
144*Cos20=146*cosαA
αA=22,05
INVαA=tgαA-αA*π180
INVαA=tg23,89-23,89*π180
INVαA=0,20019,7SA=1463,1416144+20,014904-0,020197]=1,639mm
SB=RBSR+20,014904-0]=135,32 3,1416144+2*0,014904=6,98mm
Radio entre ejes
a=R1+R2=18+144=162mm

CÁLCULO DE EJES

Para el acero nombrado anteriormente vamos a proceder con los cálculos del cálculo del eje.
Ahora vamos a calcular en módulo mínimo necesario de forma alternativa
m=0,75N*75*60n*Dp*σadm
Donde:
N = potencia en caballos de vapor (cv)
N = número de...