RESUMEN En este trabajo se llevara a cobo el diseño de un sistema de transmisión que usara correas, engranajes y cadenas. Las correas diseñadas serán trapezoidales, los engranajes rectos con dentado oblicuo y la cadena de una sola hilera. Las correas se usaran para la transmisión de alta velocidad, la de engranajes será la intermedia y la de cadenas la de baja velocidad. Se calcularan los parámetros necesarios correspondientes a cada transmisión, distancias entre centros, diámetros de poleas, piñones y esproques.Se asumirán otros parámetros como son modulo de engranaje, paso de la cadena, longitud de poso de la correa. Se realizaran comparaciones de resultados usando el software KISSsoft y se explicara a que se debe las diferencias existentes entre ambos métodos de cálculo.
INTRODUCCION GENERAL Una transmisión mecánica es el mecanismo encargado de transmitir potencia entre dos o más elementos dentro de una máquina. Son parte fundamental de los elementos u órganos de una máquina, muchas veces clasificados como uno de los dos subgrupos fundamentales de estos elementos de transmisión y elementos de sujeción. En la gran mayoría de los casos, estas transmisiones se realizan a través de elementos rotantes, ya que la transmisión de energía por rotación ocupa mucho menos espacio que aquella por traslación. Una transmisión mecánica es una forma de intercambiar energía mecánica distinta a las transmisiones neumáticas o hidráulicas, ya que para ejercer su función emplea el movimiento de cuerpos sólidos, como lo son los engranajes y las correas de transmisión. Típicamente, la transmisión cambia la velocidad de rotación de un eje de entrada, lo que resulta en una velocidad de salida diferente. En la vida se asocian habitualmente las transmisiones con los automóviles, sin embargo las transmisiones se emplean en una gran variedad de aplicaciones, algunas de ellas estacionarias. Las transmisiones primitivas comprenden, por ejemplo, reductores y engranajes en ángulo recto en molinos de viento o agua y máquinas de vapor, especialmente para tareas de bombeo, molienda o elevación (norias).En general, las transmisiones reducen a una rotación adecuada, de alta velocidad y bajo par del motor, del eje de salida del impulsor primario a una velocidad más baja con par de giro más alto, o a la inversa. Muchos sistemas, como las transmisiones empleadas en los automóviles, incluyen la capacidad de seleccionar alguna de varias relaciones diferentes. En estos casos, la mayoría de las relaciones (llamadas usualmente "marchas" o "cambios") se emplean para reducir la velocidad de salida del motor e incrementar el par de giro; sin embargo, las relaciones más altas pueden ser sobre manchas que aumentan la velocidad de salida. También se emplean transmisiones en equipamiento naval, agrícola, industrial, de construcciones y de minería. En este proyecto se diseñará un sistema de transmisión formado por tres transmisiones una por correas, otra por engranajes y la última por cadenas .Se realizará el análisis cinemático correspondiente al sistema y se seleccionara el motor eléctrico para mover esta transmisión que a su vez moverá un transportador por tornillo sin fin. Estas transmisiones se diseñaran de forma manual y usando el software KISSsoft y se realizaran comparaciones entre los resultados que arrojen ambos.
1.1-INTRODUCCION En este capítulo se realizará una búsqueda bibliográfica mediante la cual se pondrán en práctica habilidades y conocimientos alcanzados a lo largo de la carrera. Se buscara un artículo en ingles que esté relacionado con cualquier tena de la asignatura Diseño de Elementos de Máquinas y posteriormente se realizará un resumen en español de articulo encontrado.
1.2-DESARROLLO La potencia se transmite de un eje a otro por medio de cadenas, correas y engranajes. Las cadenas son transmisiones flexibles que se usan en caso de distancia entre los dos ejes grande. Las correas son también flexibles pero se usan para distancias intermedias. Los engranajes se utilizan cuando los ejes son muy cercanos distancias entre centros pequeñas. Este tipo de transmisión también se llama transmisión positiva porque no hay deslizamiento. Si la distancia es ligeramente más grande, se pueden utilizar transmisiones por cadenas la cual es una transmisión positiva. Las transmisiones de potencia debido a la fricción entre la correa y la polea por lo que hay posibilidad de resbalón y de fluencia por lo que esta transmisión no es una transmisión positivo. Un tren de engranajes es una combinación de engranajes que se utilizan para transmitir movimiento a partir de un eje a otro. Correas En caso de las correas, la fricción entre la correa y la polea se utiliza para transmitir energía. En la práctica, siempre hay una cierta cantidad de deslizamiento entre la correa y las poleas, por lo tanto, la relación de la velocidad exacta no puede ser obtenida. Por eso, la correa de transmisión no es un accionamiento positivo. Por lo tanto, la correa de transmisión se utiliza en relación de velocidad donde no sea necesario exactitud. Cadena La cadena de transmisión es una unidad positiva. Como las correas, las cadenas pueden utilizarse para distancias de centro más grande. Estas están hechas de metal, debido a esto las cadenas son más pesadas que las correas pero son flexibles. También requiere lubricación de vez en cuando. El lubricante previene la oxidación de la cadena y reduce el desgaste.Los piñones se utilizan en lugar de las poleas. Los dientes de los piñones proyectados encajar en los huecos de la cadena. La distancia entre centros de los rodillos de dos eslabones adyacentes se conoce como la brea. El círculo que pasa por los centros de paso se llama círculo de paso. Engranajes Un tren de engranajes es la combinación de engranajes que se utiliza para transmitir el movimiento desde un eje a otro. Hay varios tipos de trenes de engranajes. En algunos casos, los ejes de rotación de los engranajes están fijados en el espacio. En un caso, los engranajes giran alrededor de ejes que no son fijos en el espacio. Simple tren de engranajes en este tren de engranajes, hay una serie de engranajes que son capaces de recibir y transmitir el movimiento de una marcha a otra. Cada engranaje gira alrededor del eje independiente fijado al bastidor.
1.3-CONCLUSIONES Con el desarrollo de este capítulo se cumplieron todos los objetivos trazados. Se realizó la búsqueda bibliográfica usando internet y se pusieron en práctica todos los conocimientos adquiridos en la asignatura Ingles traduciendo del inglés al español y realizando un resumen del artículo seleccionado.
Título: Análisis cinemático del sistema y selección del motor. Leandro Rivero O’Farrill Grupo 2 Variante 10
2.1-INTRDUCCION En el presente proyecto se realizará el análisis cinemático a una transmisión, la cual estará formada por tres tipos de transmisiones, la primera por correa, la segunda por engranajes y la tercera por cadena. Se realizará el cálculo correspondiente a la potencia en cada árbol de la transmisión y por medio de esta potencia se seleccionará un motor eléctrico con una potencia acorde con este mecanismo. Se procederá al cálculo de la frecuencia de rotación máxima admitida por la transmisión, se compararan con las del motor y si son menores se calculará la frecuencia de rotación correspondiente a cada árbol del sistema en (rpm).
III 2.2-Análisis cinemático y selección del motor. Se necesita diseñar un sistema de accionamiento mecánico que contiene una transmisión por engranajes cilíndricos cerrada, una transmisión por correa y una de cadenas. La máquina movida es un transportador sin fin que demanda una potencia P=22.5kW y una velocidad n=210 rpm. La máquina trabaja un turno de trabajo por tiempo indefinido. Datos de Variante 2 Grupo N° de variante 10 Transportador
Sin fin P(Kw)
22.5 n(rpm)
210 Transmisión flexible correa Datos Generales para Transmisiones U Co ? 2…4 U Cad ? 2…4 U eng ? 6 ?Co ? 0,93 ?Cad ? 0,95 ?eng. ? 0,97 Análisis cinemático y selección del motor.
Calculo de potencia en cada árbol Para el cálculo de la potencia en cada árbol se parte de la potencia que demanda la máquina, o sea el cálculo se comienza en el árbol de entrada del transportador y se afecta por el rendimiento de la transmisión. P III ? Pmaq. ?Cad ? 22.5 0,95 ? 23.68kW Se calcula la potencia demandada en el árbol de entrada del reductor (árbol de salida de la transmisión por correas) P 23.68 PII ? ? eng ? 0,97 ? 24.41kW Se calcula la potencia demandada en el árbol de entrada de la transmisión por correas (árbol del motor)
II I ? n 1776 nMáq. n 1776 U Co n 841.7 U eng. n U Cad P P ? ?Co 24.41 0,93 ? 26.25kW Con el valor de potencia demandada por el árbol de entrada se selecciona un motor eléctrico en el catálogo con Pnom=PI y cuya nnom1200 3.2.8-Cálculo de resistencia de las correas:
? ) ) ) ( ) NN=? [P]= P0 se busca en la tabla 2 pero en este caso como la velocidad es V=20.81m/s hay que interpolar: Y1= 7.86KW X1=20 m/s X=20.81m/s Y2= 7.95KW ( Y= )( X2=25m/s ( )( P0=7.88KW C?=1.24( ) . / CL=0.889 L/L0=2240/3750=0.597 como no existe un valor de CL para 0.597 se interpola: Y1=0.86 Y2 =0.89 X1 =0.5 X2=0.6 X=0.597 ( Y= )( )( ?Pu= ?tu=8N*m Ks=1.3 Tabla 6 [P0]= NN=? ? N= N=5correas. 3.2.9-Cálculo de la pretencion de las correas: s F0= q=0.3Kg/m 3.2.10-Fuerzas que actúan sobre los árboles: R1=R2= R1=R2=3.933KN 3.2.11-Parámetros geométricos: De1=D1+2?=224+2*5.7=235.4mm De2=D2+2?=472.64+2*5.7=484.04mm B=(N-1)t+2S=(5-1)25.5+2*17=136mm Df1=De1-2H=235.4-2*20=195.4mm Df2=De2-2H=484.04-2*20=444.04mm
Tipo 3 1.000 1.934 1 3.3-Diseño de las transmisiones flexibles usando KISSsoft:
3.3.1-Correas trapezoidales Parámetros
Elasticidad (N) [E] Peso por longitud (kg/m) [wl
Longitud (mm) [l] Resultados: 22/C -Multiflex-Correas trapezoidales-DIN7753/ISO4184-(CONTI-V STANDARD) 53740.00 0.3000
2240.01 Velocidad de correa máxima admisible. (m/s) Número de correas [vmax] 30.00 Número nominal de correas Ancho de placa (mm) Potencia nominal (kW) Factor de servicio Potencia de servicio (kW) Rodillo1 2.80 85.00 26.25 1.30 34.13 Rodillo2 Diámetro Enlazamiento(°) Velocidad (1/min) Fuerza del eje en servicio (N) Fuerza del eje en paro. (N) Transmisión Distancia entre centros (mm) Factor ángulo Factor de longitud Velocidad de la correa (m/s) Factor de carga para accionamiento hacia lo rápido Potencia nominal según catálogo (kW) Rendimiento adicional debido a la relación de transmisión (kW) Frecuencia de flexión (Hz) Resbalamiento (%)
3.3.2-Transmisión por cadena
Método de cálculo: Norma Tipo Número de líneas División (mm) Distancia entre centros (mm) Longitud de la cadena (mm) Número de segmentos (de la cadena) Velocidad de cadena (m/s) Geometría de la cadena: 224 154.25 1776 2333.63 3066.25 2.112 558.649 0.940 0.886 20.83
12.707
18.60 1.02
DIN ISO 10823 (2006) ISO 606 (2004) 120H
38.10 1548.27 4191.01 110 5.07 473 205.75 841.07 2333.63 3066.25 Diámetro máximo del rodillo (mm) Diámetro máximo del perno (mm) Anchura mínima entre lengüetas interiores (mm) Ancho máximo del eslabón interior (mm) Ancho total de la cadena (mm) Altura máxima de la lengüeta interior (mm) Rueda 1 22.23 11.11 25.22 37.18 55.00 36.20 Rueda 2 Velocidad (1/min) Número de dientes Diámetro primitivo de referencia (mm) Enlazamiento (°) Momento torsor (Nm) Potencia nominal (kW) Factor de aplicación de carga Factor para número de dientes 420.00 19 231.48 171.48 538.44 23.68 1.30 1.00 210.00 38 461.37 188.52 1073.20
Potencia de servicio (kW) Factor de corrección de la velocidad 30.78 1.30 3.4Conclusiones: Con el desarrollo de este trabajo se obtuvieron todos los parámetros relacionados con el cálculo de las transmisiones flexibles de forma manual y mediante la computadora, lo que arrojó como conclusión la existencia de diferencias entre los parámetros que usan ambos métodos por lo que los resultados no son los mismos ,en otros parámetros la diferencia es marcada producto a que los valores de los catálogos son diferentes, por ejemplo los valores de los catálogos de las correas que se usan para el cálculo manual son antiguos y los valores que usa el KISSsoft son más actuales producto a que las correas se fabrican más resistentes ejemplo: KISSsoft toma el valor PO = 12.707KW mientras que para el cálculo manual se toma PO=7.88KW.
Título: Diseño de la transmisión por engranajes. Leandro Rivero Ofarrill G-2 V-10
4.1-INTRODUCCION En este capítulo se realizará el cálculo correspondiente al diseño de la transmisión por engranajes .Se realizaran los cálculos de forma manual utilizando como base el libro de texto Reshetov correspondiente a la asignatura. Se definirá el tipo de transmisión (abierta o cerrada), se calcularán todos los parámetros correspondientes a la transmisión como son distancia entre centros, modulo, correcciones, ángulo de inclinación de los dientes, ancho y otros. Se realizará el cálculo correspondiente a la resistencia a la fatiga superficial y posteriormente a la volumétrica.
4.2-DESARROLLO Diseño de la transmisión por engranajes. En un reductor usualmente se utilizan dientes helicoidales. Ello garantiza una mejor suavidad del trabajo ya que mayor cantidad de dientes se encuentran en contacto. 1-Calculo de la distancia entre centros. ( ) v. / Para dientes helicoidales Ka=650 ß?0 Un=2 Material 40XH(40CrNi) con una dureza entre 45-55HRC
Se calcula el torque en la rueda: ( ) v. / Valor normalizado aw=100mm
Se comprueba si la transmisión de dientes helicoidales puede ser de grado de precisión 7. El grado de precisión está relacionado con la velocidad en el polo de engranajes. La velocidad en el polo de engranajes:
Para dientes helicoidales del 7mo grado de precisión la velocidad máxima permisible es 15m/s por lo que el grado de precisión seleccionado satisface las condiciones de explotación. 2-Calculo del modulo m= (0,016………..0.0315) m= (0,016………..0.0315) 100 m= (1.6…………..3.15) Se asume m=2.5
v / Se selecciona . se asume preliminarmente el valor Se calculan los números de dientes. El número de dientes del piñón: ( ) ( ) Se redondea al valor entero más cercano El número de dientes de la rueda:
Se calcula el ángulo de inclinación real de la transmisión: ( ) ( ) Se seleccionan los coeficientes de corrección: Se seleccionan los coeficientes de corrección: de acuerdo a la recomendación de la pág. 344 del Reshetov que corresponde a la corrección de altura. 3-Se determina el ancho de la rueda: ( ) … 50 Se asume b=45mm Los parámetros geométricos de la transmisión son:
4-Calculo de resistencia a la fatiga superficial v ( ) Factor geométrico:
v
El ángulo de inclinación del diente en la circunferencia base:
El ángulo de presión en el plano frontal en el diámetro primitivo: . / . / Entonces se tiene:
El Factor de elasticidad: El Factor de contacto:
)( + Se calcula el Coeficiente de recubrimiento axial: Se calcula el Coeficiente de recubrimiento frontal: * ( )+ * ( )+ =1.65 El Factor de contacto: v v Coeficiente que tiene en cuenta la distribución irregular de la carga a lo largo del diente. ( ) Como la dureza en la rueda -Para su selección se calcula: ?=b/(m*Z1/cos )=0.675 Por tanto se interpola: ?=0.675 ( KB=KB1+ ?1=0.4 ?2=0.8 ) =1.034 KB1=1 KB2=1.05 KBH=1.034
Coeficiente que tiene en cuenta la distribución irregular de la carga entre los dientes( ): K H=1.05 KVH=1 5-Se calculan las tensiones permisibles. (* + * +) Donde: {
Aquí se han tenido en cuenta los siguientes aspectos: Como se indicó anteriormente, se seleccionó el mismo material para el piñón y la rueda por lo que:
ya que la vida útil que se exige es ilimitada. para una rugosidad superficial que es consecuente con el 7vo grado de precisión seleccionado. ya que la velocidad en el polo de engranaje El Factor de seguridad se toma Se calculan entonces las tensiones superficiales de contacto:
( ) ( ) v ( ) debe ser ± 5% Al comparar las tensiones superficiales Se tiene: 765.28MPa < 819Mpa con las tensiones permisibles Error= por lo que cumple con los requisitos Resistencia superficial por sobrecargas v
876.55MPa=2000Mpa Resiste Resistencia a la flexión v ( ) Primeramente se determina a cual elemento se le realiza la comprobación de resistencia, si al piñón o a la rueda. El elemento más débil es aquel que tiene una relación menor de
Se calcula el coeficiente de resistencia:
Para el piñón El coeficiente de corrección:
El número de dientes de la rueda cilíndrica equivalente: ( ) El coeficiente de resistencia para el piñón:
Para la rueda El coeficiente de corrección:
El número de dientes de la rueda cilíndrica equivalente: ( )
y El coeficiente de resistencia de la rueda:
Se determina la resistencia permisible a la fatiga por flexión volumétrica:
El límite prolongado de fatiga se obtiene en la pág. 360 del Reshetov en dependencia del material y el tratamiento térmico seleccionados.
El Coeficiente que tiene en cuenta la vida útil de la transmisión (YN) se toma para el piñón y la rueda ya que la vida útil es ilimitada. El Coeficiente que tiene en cuenta la influencia de la rugosidad superficial en la resistencia a la fatiga (YR) se toma rugosidad superficial se considera la misma para el piñón y la rueda ya que la El Coeficiente que tiene en cuenta el factor de escala del Reshetov. Para ello hay que calcular el diámetro exterior:
Para el piñón:
Para la rueda: se toma en la pág. 361 Se toma entonces: ya que El Coeficiente que tiene en cuenta la concentración de tensiones (YS):
El Factor de seguridad se toma: Como se puede observar en este caso las tensiones permisibles en el piñón y la rueda son iguales ya que el material tratamiento térmico y el resto de los co eficientes tienen el mismo valor:
la relación tensión permisible contra coeficiente de resistencia se tiene:
Por lo que se deduce que la rueda es la de menor resistencia y es al que se le realiza la comprobación. Por último se determinan los coeficientes K que en este caso coinciden con los obtenidos en el cálculo de la resistencia superficial.
El Coeficiente que tiene en cuenta la inclinación del diente:
Las tensiones en la rueda: , – Al comparar La transmisión resiste Resistencia volumétrica por sobrecargas.
Resiste a Sobrecargas
4.3-CONCLUSIONES En el presente proyecto se cumplieron todos los objetivos para el diseño de la transmisión por engranajes. Se seleccionó el material que cumplía con todos los requisitos técnicos además de ser económico 40XH(40CrNi) al cual se le dará temple superficial mediante corriente de alta frecuencia. Se seleccionó todos los parámetros de la transmisión de manera que la diferencia entre las tenciones superficiales y la permisible ( ) fueran de ±5% sin afectar la resistencia a sobrecarga superficial, fatiga volumétrica y sobrecarga en fatiga volumétrica.
DISEÑO DE LA TRANSMISION USANDO KISSsost
5.1-INTRODUCCION En este capítulo se realizará el diseño de la transmisión usando el software KISSsoft, se realizará un resumen de todos los parámetros calculado por el programa y posteriormente desarrollará una comparación de los resultados obtenidos en computadora con los obtenidos en el cálculo manual.
7 7 5.2-DESRROLLO PARAMETROS CALCULADOS RUEDA 1 RUEDA 2 Potencia (kW) [P] 23.680 Velocidad (1/min) Momento torsor (Nm) Factor de aplicación de carga Duración de vida exigida [n] [T] [KA] [H] 841.7 268.7 1.30 20000.00 420.9 537.3 (Cálculo de la geometría según ISO 21771) Distancia entre centros (mm) Módulo normal (mm) [a] [mn] 100.000 2.5000 Ángulo de hélice en el círculo primitivo (°) [beta] 12.8300 Número de dientes Ancho del diente (mm) Sentido helicoidal [z] [b] 26 45.00 derecha 52 45.00 izquierda Calidad del dentado
Material Rueda 1 y 2 [Q-ISO1328]
34 CrNiMo 6 (2), Acero bonificado, endurecido por templado/ind. ISO 6336-5 Imagen 11/12 (MQ) Endurecimiento superficial HRC 52 HRC 52 Tratamiento de materiales según ISO6336: normal (factores de resistencia temporal ZNT y YNT >=0.85) Resistencia a la fatiga, presión en el pie (N/mm²) [sigFlim] Resistencia a la fatiga, presión hertziana (N/mm²) [sigHlim] 370.00
1180.00 370.00
1180.00 Resistencia a la rotura (N/mm²) [Rm] 1200.00 1200.00 RESISTENCIA DEL PIE (Factores de perfil de diente YF calculados con corrección del perfil de fábrica xE.e) Factor perfil de diente Factor de recubrimiento Factor ángulo de hélice Factor dentado alto Factor corona dentada [YF] [Yeps] [Ybet] [YDT] [YB] 1.21
1.000 1.000 0.893 1.000 1.59
1.000 Ancho de diente determinante (mm) [beff] Tensión nominal del pie del diente (N/mm²) [sigF0] 45.00
167.74 45.00
181.89 Tensión del pie del diente (N/mm²) [sigF] 343.78 372.78
Presión admisible en el pie, de la rueda de prueba Factor de apoyo Factor de superficie Factor de tamaño (pie) [YdrelT] [YRrelT] [YX] 0.998 0.957 1.000 0.992 0.957 1.000 Factor de resistencia a la fatiga limitada [YNT] [YdrelT*YRrelT*YX*YNT] 0.890 0.850 0.902 0.857 Factor de flexión alternada Factor de corrección de tensión [YM] [Yst] 1.000 2.00 1.000 Resistencia límite de la raíz del diente (N/mm²) [sigFG] Tensión admisible de la raíz del diente (N/mm²) 628.72 633.83 [sigFP=sigFG/SFmin] 449.09 452.73 Seguridad nominal [SFmin] 1.40 1.40 Factor de seguridad, tensión del pie [SF=sigFG/sigF] 1.83 1.70 SEGURIDAD DEL FLANCO (PICADURA) Factor zona Factor de elasticidad (N^.5/mm) Factor de recubrimiento Factor de ángulo de hélice Ancho de diente determinante (mm) Presión de flancos nominal (N/mm²) [ZH] [ZE] [Zeps] [Zbet] [beff] [sigH0] 2.443 189.812 0.793 1.013 45.00 747.35 Presión en el flanco en la circunferencia primitiva de funcionamiento (N/mm²) [sigHw] 1083.45 Factor de contacto individual [ZB,ZD] 1.00 1.00 Presión de contacto en el flanco (N/mm²) [sigH] 1083.45 1083.45 Factor lubricante Factor velocidad Factor rugosidad Factor apareamiento de materiales [ZL] [ZV] [ZR] [ZW] 1.021 0.969 0.955 1.000 1.021 0.969 0.955 1.000 Factor de resistencia a la fatiga limitada Factor de tamaño (flanco) [ZX] 1.000 1.000 Resistencia límite de las picaduras (N/mm²) [sigHG] 1016.27 1038.10 Presión de flanco admisible (N/mm²) [sigHP=sigHG/SHmin] 1016.27 1038.10 Seguridad para la presión de flanco en la circunferencia primitiva de funcionamiento [SHw] 0.94 0.96 Seguridad nominal [SHmin] 1.00 1.00
5.3-CONCLUCIONES En este capítulo se realizó el cálculo de la transmisión por engranajes usando el software KISSsoft y se observó diferencias entre ambos métodos de cálculo, principalmente producto a que el cálculo manual se realiza con el acero 40CrNi templado con corriente de alta frecuencia que alcanza una dureza de 50HRC mientras que el KISSsoft usa el material 34CrNiMo que alcanza 52HRC por lo que todos los factores que se calculan en ambos métodos dan con un pequeño porciento de error.
CONCLUCIONES GENERALES Con el desarrollo de este proyecto se adquirieron todos los conocimientos necesarios para dar cumplimiento a todas las metas de la asignatura. Se realizó el análisis cinemático en el que se definieron las relaciones de transmisión y los rendimientos correspondiente las transmisiones que forman el sistema y posteriormente se seleccionó el motor eléctrico 200l-4 con 30KW de potencia y 1776rpm.En el caso de la transmisión por correas se seleccionó correas tipo c que soportan un torque máximo de 550N*m y una velocidad max=25m/s además se calcularon parámetros como el diámetro de paso de las poleas, la velocidad de las correas, la distancia entre centros ,la longitud de paso de las correas y cálculo de la cantidad de correas. La transmisión por cadenas se diseñó usando el software kISSOFT, se seleccionó una cadena 120H con 110 eslabones y 38.1mm de paso y 4191mm de longitud, además se calcularon las dimensiones principales de los esproques que son el número de dientes, y el diámetro primitivo. Con relación a la transmisión por engranajes se determinó el parámetro principal correspondiente a la falla principal fatiga superficial y mediante este se determinaron los restantes para posteriormente realizar el chequeo a fatiga superficial manteniendo la diferencia entre la tensión permisible (sHP) y la calculada (sH) en ±5% sin afectar la resistencia a la fatiga volumétrica. Se realizaron comparaciones al diseño de las transmisiones usando el KISSsoft y las principales diferencias encontradas en la transmisión por correas fueron producto a la diferencia entre los materiales usados para fabricar las correas, y en la transmisión por engranajes la diferencia de material producto a que no se encontró el material que se uso en el cálculo manual. BIBLIOGRAFIA 1- D.Reshetov “Elementos de Máquinas” , Editorial Pueblo y Educacion, Cuba, 1985. 2- Atas de diseño de Elementos de Máquinas. 3-School of Engineering & Technology “ POWER TRANSMISSION DEVICES”. UNIT 3.URL: http://www.ignou.ac.in/upload/Unit-3-56.pdf