arranot escribió:En primer lugar muchas gracias JCAS por la explicación.La verdad, me tienes alucinado/eclipsado, me aclaras los conceptos mejor que cualquier libro de refenencia.Eres la .......
Aquí utilizamos otra terminología (la que me han enseñado a mí por lo menos). Al coeficiente de engrane le llamamos relación de contacto y al recubrimiento de paso grado de recubrimiento. Aun así la explicación anterior me ha venido muy bien para entender mejor estos términos.
Por otra parte, he estado mirando el modulo de cálculo de ejes del programa MITCalc. Este programa da una deflexión límite o máxima del eje y del piñón:
- Deflexión límite del eje= 0,0003xL (L=distancia entre rodamientos)
- Deflexión límite del piñón= 0,01xm (m=modulo)
Y aparte de dar estos límites el programa calcula la deflexión del eje y del piñón (después de meterle los datos de cada caso).
Y tengo dos preguntas al respecto:
- ¿Sabe alguien en que se fundamenta MITCalc para determinar esos límites de deflexión? ¿En que norma, libro…?
- Si realizo un cálculo de un eje con un engrane y las deflexiones que tengo son inferiores a 0,0003xL y 0,01xm, ¿esas deflexiones que tengo afectan a los cálculos de la geometría de los engranes?¿los engranes son capaces de absorber esas deflexiones? ¿Y si afectan al cálculo de los engranes a que afectan a la distancia entre centros, holgura entre dientes o a la corrección de los dientes?
¿Que valor consideras límite en el recubriento de paso (grado de recubrimiento)? Como coeficiente de engrane (relacion de contacto) suelo considerar 1.2 ( Tu aclaración me ayuda a entender mejor el pq de las cosas)
Ala, cuantas preguntas.
Por partes:
La deflexión del piñón me parece correcta. De hecho, se aproxima más de lo que yo pensaba que fuera normal a mis premisas normales de cálculo (yo creía que iría más fino, aunque por lo que veo es más o menos igual, pues con mis cálculos habituales sale aproximadamente 0,005 veces el módulo). Miraría a ver si responde a alguna norma AGMA, pues el MITCalc se apoya mucho en las normas americanas (tiene un método de cálculo curioso). Posiblemente aparezca algo en el Shigley.
La deflexión del eje me parece valiente. Qué longitud tenemos en dicho eje. ¿Quién dice que no voy a colocar un engranaje de módulo 0,3 en un eje de 6 metros de longitud? Sin embargo, para un caso normal sí me parece adecuado.
Esas deflexiones te afectan muy poco a la geometría del engrane (que no de los engranajes). Tú imagínate la situación, tienes tus engranajes hechos y, cuando están en funcionamiento, te encuentras con que los ejes se deforman debido al esfuerzo. Siempre se deformarán tendiendo a separar los engranajes, obviamente. A partir de ese momento, variarás varios aspectos del engrane, pero en ningún momento de los elementos que lo forman. Además, la variación será muy pequeña.
Ahora veamos cómo afecta a cada cosa:
1º Varía la distancia de engrane (muy poco pero varía).
2º Disminuye el coeficiente de engrane. El de recubrimiento si tuvieses un desplazamiento realmente grande
3º Varía el ángulo de ataque o ángulo de funcionamiento (que no el del perfil del diente)
4º Varía la holgura (de todas formas, la holgura que tienes que dejar para la lubricación debe ser mayor de lo que estamos hablando)
5º No varía la corrección de los dientes (ya los tienes hechos).
6º Varía el rendimiento del engrane (al tener mayor ángulo, tienes más pérdidas por esfuerzos radiales)
7º Aumenta por tanto el desgaste
8º Disminuye la resistencia a la presión de Hertz tanto porque la presión aumenta como porque disminuye el coeficiente de engrane y porque aumenta la fuerza radial. Además aumentan los deslizamientos, lo que hace disminuir más esta resistencia.
9º Disminuye la resistencia a fatiga (engranas más en la punta de los dientes)
10º Pierdes paralelismo entre ejes (disminuyes más la resistencia)
11º Alguna cosa más que se me pasa
Ahora, hasta que punto es importante esta influencia:
Con los valores que has dado, prácticamente nula, el engrane lo absorberá sin problemas. Soluciones además para evitar o corregir aún más estos problemas hay muchas, como modificar la sección del diente, haciéndolo abombado en el centro (muy poquito), hacer un tip relief (o despulle en la cabeza del diente), jugar un poco con las holguras habituales desde el diseño, variar geometrías (avances) para que absorban mejor estos problemas,... Cada caso hay que verlo con calma, aunque normalmente no hay que hacer nada.
Con valores mayores (que salen por otras causas, normalmente en montajes extraños) los problemas pueden ser muy grandes, tanto que no se garantice el funcionamiento correcto. Estos problemas surgen mucho en caso de que los ejes no sean paralelos entre sí ni tampoco lo sean al engrane, la deformación de los ejes se hace muy grande en esos casos, pues los engranajes en ese caso se repelen el uno al otro. Suele aparecer en ejes volados y tiene muy mala solución.
Ahora, tus dos últimas preguntas tienen bastante más mala leche de lo que parece en un principio.
Yo al calcular considero un engrane recto correcto si tiene, por lo menos, un coeficiente de engrane de 1,3 después de contar las holguras. No es difícil llegar a algo más, pero normalmente no me es necesario y manteniéndolo ahí tengo alguna que otra ventaja, como poder permitirme relaciones más altas. Además, aunque sea un valor de diseño importante, para mi lo suelen ser más los deslizamientos, pues al mantenerlos bajos disminuyo el ruido. En el caso de los helicoidales la cosa tiene más gracia, y suelo valorar un coeficiente de al menos 2,3, contando el coeficiente normal más el recubrimiento (en este caso el coeficiente de engrane normal no tiene porque ser 1,3). Se puede conseguir más pero en mi caso, debido a las características de mis engranajes (principalmente por las limitaciones externas) poco más puedo hacer.
Cuando decía que tu pregunta tenía miga era en el recubrimiento máximo que se puede dar. Hay dos formas de aumentar el recubrimiento que son aumentando el ancho y aumentando el ángulo. Si aumentamos el ángulo (esta es una de las cosas que más gracia tienen en el cálculo y que no son fáciles de ver) llega un momento en que la longitud que tomamos para el recubrimiento es más larga que la longitud de engrane (cosa que no es lógica), por tanto, llega un momento en que no aumentamos más el coeficiente de engrane. Prueba a ver si tienes límite con las fórmulas tradicionales y verás que pasa. Por otro lado, aumentamos así el esfuerzo axial, es decir, perdemos energía transmitiéndosela a los rodamientos. Mal rollo. No es interesante subir demasiado el ángulo.
¿Qué pasa si aumentamos el ancho demasiado? Pues que curiosamente llega un momento en que la resistencia, en lugar de aumentar, disminuye (esto con la fórmula te sale, creo recordar). La razón es más sencilla de lo que pueda parecer al principio. Las máquinas que hacen los engranajes tienen una precisión, precisión que tiene límites en todos los aspectos. Si se aumenta demasiado el ancho, nos encontramos que ya no apoya realmente un diente sobre otro en toda su longitud, sino que sólo hay unas zonas donde lo hace. Si, además, seguimos aumentando, empieza a tocar el flanco contrario y eso digamos que fastidia bastante (por no decir que jode un huevo). Con eso te cargas la zona superficial (normalmente tratada) y los deterioros en los dientes te aseguro que son como un cáncer, se reproducen a una velocidad vertiginosa y tienen mal arreglo.
Bueno, espero que el tostón no te resulte demasiado pesado.
NOTA: Respuesta dedicada a P.L.
Es que me ha salido así. Si es que estoy un poco loco 
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Ahí va una 
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