DISEÑO DE TORNILLOS

CAPÍTULO 8DISEÑO DE TORNILLOS 8.1 INTRODUCCIÓN Los tornillos son elementos que tienen filetes enrollados en forma de hélice sobre una superficie cilíndrica y son unos de los elementos más utilizados en las máquinas. Podemos clasificar los tornillos, de acuerdo con la función que cumplen, en tornillos de unión y tornillos de potencia. Los tornillos de unión son los que sirven para unir o asegurar dos o más partes estructurales o de maquinaria, como es el caso de los tornillos, pernos, espárragos y tornillos prisioneros o de fijación. Los tornillos de potencia son aquellos destinados a la transmisión de potencia y movimiento; generalmente convierten un movimiento de giro en un movimiento de traslación. Los tornillos se usan en estructuras, máquinas herramientas, vehículos, prensas y elementos de elevación, entre otros. En muchos casos, los tornillos están sometidos a cargas variables combinadas, por lo que debe aplicarse una teoría de falla por fatiga. Un tornillo puede fallar en el núcleo o en los filetes; se debe tener en cuenta el diámetro del tornillo, así como el número de filetes en contacto con la tuerca. El capítulo está organizado de la siguiente manera. La sección 8.2 presenta diversos aspectos sobre tornillos de unión, comenzando por las características, dimensiones, roscas normalizadas y grados de los tornillos, pasando por el análisis elástico de los pernos, y finalizando con el diseño de este tipo de tornillos. En la sección 8.3 se estudian los tornillos de potencia; se presentan aspectos como la eficiencia de los tornillos, el par de giro, autoaseguramiento y esfuerzos. Se presenta también un procedimiento de diseño de tornillos de potencia. 8.2 TORNILLOS DE UNIÓN 8.2.1 Métodos de unión Los métodos de unión pueden ser permanentes, como la unión mediante remaches, soldadura y pegantes (figura 8.1), o semipermanentes o desmontables, como los tornillos de unión (tornillos, prisioneros o tornillos de fijación, pernos y espárragos), chavetas y pasadores (figuras 8.2 y 8.3). Como su nombre lo dice, los métodos de unión permanentes son aquellos en los que las piezas quedan unidas de una forma “permanente” o difícil de desmontar; por ejemplo, para desunir dos piezas remachadas, es necesario destruir los remaches. En los métodos de unión semipermanentes, el elemento que une puede montarse y desmontarse fácil y repetidamente, sin necesidad de destruirlo. Los tornillos y pernos de unión son métodos semipermanentes, y en esto radica su gran ventaja. Estrictamente hablando, la diferencia entre tornillo y perno es que el primero se introduce en una pieza roscada, mientras que el segundo va acompañado de una tuerca. En la práctica se suele utilizar, tal vez, el término tornillo para ambos casos. 2 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Figura 8.1 Algunos métodos de unión permanentes Figura 8.2 Algunos métodos de unión semipermanentes con tornillos. Las arandelas en (a) y (b) se usan para proteger las partes a unir del desgaste producido por la cabeza del perno o tornillo y, en cierta medida, para expandir la fuerza (a) Tornillo: uno de los elementos a unir es roscado (b) Perno: va acompañado de una tuerca (c) Espárrago (d) Tornillo prisionero o de fijación Cavidad para llave bristol Cabeza del perno Arandela Elementos a unir Tuerca Cabeza del tornillo Elementos a unir Arandela Soldadura Elementos a unir (b) Soldadura Cabeza del remache (a) Remachado Remache Elementos a unir CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 3 Figura 8.3 Algunos métodos de unión semipermanentes Aplicaciones de los pernos y tornillos En algunos casos los tornillos y pernos tienden a ser reemplazados por otros métodos de unión que proporcionan mayor facilidad de manufactura y ensamble. Sin embargo, éstos son ampliamente usados en las máquinas, debido a sus ventajas: versatilidad, variedad, disponibilidad (gran comercialización), bajo costo, fácil montaje y desmontaje, están normalizados. Los tornillos se utilizan en la fijación de motores, bombas hidráulicas, tramos de tuberías, tapas en tanques (manholes, handholes), bastidores de máquinas, estructuras, chumaceras, piñones, poleas, tapones de tubería de calderas, etc.. La figura 8.4 muestra algunas aplicaciones de los pernos. Figura 8.4 Algunas aplicaciones de los pernos Bridas de tubería Bomba Chumaceras Cuchillas picadoras de caña (b) Algunos elementos de unión en una cadena: pasador y sujetador (a) Pasador o espiga cónica Rodillo Platina Pasador Sujetador (chaveta) Buje 4 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8.2.2 Características de las roscas estándar para tornillos de unión Formas, dimensiones y características de las roscas estándar Las roscas de los tornillos son hélices que permiten el desplazamiento longitudinal de un tornillo, cuando éste es girado. Las roscas pueden ser externas, como en el caso de un tornillo, o internas como en las tuercas y piezas con agujeros roscados. Hay dos tipos de roscas normalizadas para tornillos de unión: la serie de roscas unificada (Unified National Standard, UNS) y la serie de roscas métricas, la cual ha sido definida por la ISO. La figura 8.5 muestra la forma y las dimensiones de las roscas UNS y métricas; las formas de estos tipos de roscas son similares, pero como las dimensiones son diferentes, éstas no son intercambiables. Figura 8.5 Forma y dimensiones de las roscas unificadas y métricas estándar de ISO Se muestran los tres diámetros de la rosca, el mayor, d, el menor, d r , y el de paso, d p , el cual es igual a: . 2 r p d d d + = (8.1) Una rosca está constituida por hilos o filetes que “se enrollan” en forma de hélice. El paso, p, de la rosca es la distancia entre hilos adyacentes. El número de hilos por pulgada, N h , es el número de filetes o pasos que hay contenidos en una longitud igual a una pulgada. El número de hilos por pulgada es el recíproco del paso, tal como se especifica en la figura 8.5, la cual también suministra algunas relaciones entre las dimensiones de las roscas. Tanto para las roscas unificadas como para las métricas, la dimensión nominal es el diámetro mayor (o exterior) de una rosca externa. El ángulo entre los flancos de los filetes es de 60°. Las raíces y crestas de los filetes son planas, con el fin de reducir la concentración de esfuerzos que generarían las esquinas agudas; las normas permiten que las crestas y raíces sean redondeadas, debido a que las herramientas para la fabricación de los tornillos sufren de desgaste. Una rosca puede tener una o varias entradas (inicios). Un rosca de una entrada podría imaginarse como un cordón enrollado en forma de hélice sobre una varilla cilíndrica; una rosca de dos entradas sería equivalente a tomar dos cordones (imagíneselos de diferente color) y enrollarlos simultáneamente en forma de hélice. Podemos definir ahora el avance, l, de una rosca como la distancia recorrida por una tuerca cuando ésta se gira una vuelta; si la rosca es simple (de una entrada) el avance es igual al paso p: paso Nh: número de hilos por pulgada d: diámetro mayor (nominal) dp: diámetro de paso dr: diámetro menor o de raíz Nh = (1 in)/p Altura del filete = (d – dr)/2 Para rosca unificada (UNS): dr = d – 1.299038/Nh dp = d – 0.649519/Nh Para rosca métrica ISO: dr = d – 1.226869p dp = d – 0.649519p d p 60° dr dp Raíz o fondo Cresta Flanco Altura del filete CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 5 (l = p), mientras que si la rosca es múltiple, el avance es igual al número de entradas multiplicado por el paso. La ventaja de una rosca de varias entradas es que el montaje y desmontaje son más rápidos, pero tiene la gran desventaja de que se afloja mucho más fácilmente, ya que posee un mayor ángulo de la hélice 1 ; debido a esto, rara vez se utilizan. La figura 8.6 muestra roscas de una y cinco entradas; se puede observar el mayor ángulo de la hélice de la rosca de cinco entradas. (a) Rosca simple (una entrada) (b) Rosca múltiple (cinco entradas) Figura 8.6 Rosca simple y rosca múltiple Las roscas pueden ser externas, como en el caso de los tornillos, e internas, como las tuercas y perforaciones roscadas, tal como se aprecia en la figura 8.7.a y b. Además, las roscas pueden ser derechas e izquierdas (figura 8.7). Una rosca es derecha si al girar una tuerca en sentido horario, ésta se aleja de usted; de lo contrario es izquierda. Figura 8.7 Roscas externas e internas, y roscas derechas, RH (right hand) e izquierdas, LH (left hand) Series de roscas estándar Las roscas UNS tienen tres series estándar de familias de paso de rosca:  Roscas bastas. Se designan como UNC (Unificada Nacional Ordinaria). Estas roscas son de paso grande (figura 8.8.a) y se usan en aplicaciones ordinarias, en las cuales se requiera un montaje y desmontaje fácil o frecuente. También se usan en roscas de materiales blandos y frágiles, ya que en las roscas de menores pasos (y filetes más pequeños) podría producirse el barrido (cortadura) de los filetes. Estas roscas no son adecuadas cuando exista vibración considerable, ya que la vibración tiende a aflojar fácilmente la tuerca 2 . 1 Para entender mejor esto, considere una analogía entre el ángulo de la hélice y un plano inclinado. Entre mayor sea la pendiente del plano inclinado, más fácil es hacer deslizar un cuerpo hacia abajo; lo mismo ocurre con la hélice de un tornillo: entre mayor sea el ángulo de la hélice, más fácilmente se afloja el tornillo. 2 En ocasiones se hace necesario usar tuerca y contratuerca; esta última va enseguida de la tuerca con el fin de reducir la probabilidad de que el tornillo se afloje. l = p l = 5p (b) Interna (derecha) (a) Externa (derecha) (c) Externa (izquierda) 6 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS  Roscas finas. UNF (Unificada Nacional Fina). Estas roscas son adecuadas cuando existe vibración, por ejemplo, en automóviles y aeronaves, ya que al tener menor paso 3 poseen un menor ángulo de la hélice. Deben evitarse en agujeros roscados de materiales frágiles.  Roscas extrafinas: UNFE (Unificada Nacional Extrafina). Comparadas con las roscas bastas y finas, éstas tienen unos pasos muy pequeños. Son particularmente útiles en equipos aeronáuticos, debido a las altas vibraciones involucradas, y para roscas en piezas de pared delgada. Figura 8.8 Roscas basta y fina Las dimensiones principales de las roscas bastas u ordinarias (UNC) y finas (UNF) se muestran en la tabla 8.1. El tamaño (primera columna) de una rosca equivale al diámetro mayor de ésta, excepto para diámetros nominales menores de ¼ in, para los cuales el tamaño se designa mediante un número de 0 a 12. Como un tornillo no tiene sección uniforme, debe encontrarse un área equivalente para calcular el esfuerzo debido a una carga de tracción; esta área se denomina área de esfuerzo a tracción, A t (véase la tabla 8.1), y está dada por: , 2 4 2 | | . | \ | + = r p t d d A t (8.2) es decir, A t es el área de un círculo cuyo diámetro es el promedio entre el diámetro de paso y el diámetro menor; se ha encontrado experimentalmente que esta área se debe calcular aproximadamente de esta manera. El ancho entre caras de la tuerca y de la cabeza del tornillo, A T , (última columna de la tabla 8.1) se muestra en la figura 8.9. Figura 8.9 Ancho entre caras, AT, de la tuerca y de la cabeza de un tornillo 3 Los pasos de las roscas bastas y finas están preestablecidos para cada tamaño de rosca; para cada diámetro (nominal) de rosca, el paso de una rosca fina es siempre menor a aquel de una rosca basta. AT (a) Rosca ordinaria (b) Rosca fina CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 7 Tabla 8.1 Dimensiones de roscas unificadas (UNS), serie de roscas bastas (UNC) y finas (UNF). Tamaño Diámetro mayor (nominal) d (in) ROSCA BASTA (UNC) ROSCA FINA (UNF) Ancho aproximado entre caras A T (in) Número de hilos por pulgada Diámetro menor d r (in) Área de esfuerzo a tracción A t (in 2 ) Número de hilos por pulgada Diámetro menor d r (in) Área de esfuerzo a tracción A t (in 2 ) Cabeza Tuerca 0 0.0600 - - - 80 0.0438 0.0018 1 0.0730 64 0.0527 0.0026 72 0.0550 0.0028 2 0.0860 56 0.0628 0.0037 64 0.0657 0.0039 3 0.0990 48 0.0719 0.0049 56 0.0758 0.0052 4 0.1120 40 0.0795 0.0060 48 0.0849 0.0066 5 0.1250 40 0.0925 0.0080 44 0.0955 0.0083 6 0.1380 32 0.0974 0.0091 40 0.1055 0.0101 8 0.1640 32 0.1234 0.0140 36 0.1279 0.0147 10 0.1900 24 0.1359 0.0175 32 0.1494 0.0200 12 0.2160 24 0.1619 0.0242 28 0.1696 0.0258 ¼ 0.2500 20 0.1850 0.0318 28 0.2036 0.0364 7/16 7/16 5/16 0.3125 18 0.2403 0.0524 24 0.2584 0.0581 ½ ½ 3/8 0.3750 16 0.2938 0.0775 24 0.3209 0.0878 9/16 9/16 7/16 0.4375 14 0.3447 0.1063 20 0.3725 0.1187 5/8 11/16 ½ 0.5000 13 0.4001 0.1419 20 0.4350 0.1600 ¾ ¾ 9/16 0.5625 12 0.4542 0.1819 18 0.4903 0.2030 13/16 7/8 5/8 0.6250 11 0.5069 0.2260 18 0.5528 0.2560 15/16 15/16 ¾ 0.7500 10 0.6201 0.3345 16 0.6688 0.3730 1 1/8 1 1/8 7/8 0.8750 9 0.7307 0.4617 14 0.7822 0.5095 1 5/16 1 5/16 1 1.0000 8 0.8376 0.6057 12 0.8917 0.6630 1 ½ 1 ½ 1 1/8 1.1250 7 0.9394 0.7633 12 1.0167 0.8557 1 11/16 1 11/16 1 ¼ 1.2500 7 1.0644 0.9691 12 1.1417 1.0729 1 7/8 1 7/8 1 3/8 1.3750 6 1.1585 1.1549 12 1.2667 1.3147 2 1/16 2 1/16 1 ½ 1.5000 6 1.2835 1.4053 12 1.3917 1.5810 2 ¼ 2 ¼ 1 ¾ 1.7500 5 1.4902 1.8995 2 5/8 2 5/8 2 2.0000 4.5 1.7113 2.4982 3 3 2 ¼ 2.2500 4.5 1.9613 3.2477 3 3/8 3 3/8 2 ½ 2.5000 4 2.1752 3.9988 3 ¾ 3 ¾ 2 ¾ 2.7500 4 2.4252 4.9340 4 1/8 4 1/8 3 3.0000 4 2.6752 5.9674 4 ½ 4 ½ 3 ¼ 3.2500 4 2.9252 7.0989 4 7/8 3 ½ 3.5000 4 3.1752 8.3286 5 ¼ 3 ¾ 3.7500 4 3.4252 9.6565 5 5/8 4 4.0000 4 3.6752 11.083 6 La longitud roscada de los tornillos UNS está dada por L r = 2d + 0.25 in, si la longitud total, L Tb , es menor o igual a 6 in, y por L r = 2d + 0.50 in, si L Tb es mayor de 6 in. Pasando ahora a las roscas métricas de ISO, éstas se dividen en dos series, rosca basta y rosca fina, las cuales tienen características y aplicaciones similares a las series UNC y UNF. La tabla 8.2 muestra las dimensiones principales de algunas roscas métricas. 8 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8.2 Dimensiones de roscas métricas ISO, series de pasos bastos y finos. Diámetro mayor (nominal) d (mm) ROSCA BASTA ROSCA FINA Paso p (mm) Diámetro menor d r (mm) Área de esfuerzo a tracción A t (mm 2 ) Paso p (mm) Diámetro menor d r (mm) Área de esfuerzo a tracción A t (mm 2 ) 3.0 0.50 2.39 5.03 3.5 0.60 2.76 6.78 4.0 0.70 3.14 8.78 5.0 0.80 4.02 14.18 6.0 1.00 4.77 20.12 7.0 1.00 5.77 28.86 8.0 1.25 6.47 36.61 1.00 6.77 39.17 10.0 1.50 8.16 57.99 1.25 8.47 61.20 12.0 1.75 9.85 84.27 1.25 10.47 92.07 14.0 2.00 11.55 115.4 1.50 12.16 124.55 16.0 2.00 13.55 156.7 1.50 14.16 167.25 18.0 2.50 14.93 192.5 1.50 16.16 216.23 20.0 2.50 16.93 244.8 1.50 18.16 271.50 22.0 2.50 18.93 303.4 1.50 20.16 333.50 24.0 3.00 20.32 352.5 2.00 21.55 384.42 27.0 3.00 23.32 459.4 2.00 24.55 495.74 30.0 3.50 25.71 560.6 2.00 27.55 621.20 33.0 3.50 28.71 693.6 2.00 30.55 760.80 36.0 4.00 31.09 816.7 3.00 32.32 864.94 39.0 4.00 34.09 975.8 3.00 35.32 1028.4 La longitud roscada de los tornillos métricos está dada por L r = 2d + 6 mm, si L Tb s 125 mm y d s 48 mm, por L r = 2d + 12 mm, si 125 mm < L Tb s 200 mm, y por L r = 2d + 25 mm, si L Tb > 200 mm. Ajustes Con el fin de obtener diferentes ajustes para las diferentes aplicaciones, las normas UNS e ISO contemplan diferentes tolerancias para las roscas. Las roscas UNS tienen tres clases de ajustes:  1A, 1B. Los ajustes clase 1 se obtienen cuando las tolerancias son grandes. Se utilizan para reducir los costos en aplicaciones “domésticas”, donde no se requiera precisión. Permiten un montaje y desmontaje rápido y fácil.  2A, 2B. Las tolerancias de estos ajustes son más pequeñas, lo que permite obtener una mejor precisión. Son las más utilizadas para maquinaria.  3A, 3B. El ajuste clase 3 es un ajuste fino de juego nulo. Se utilizan sólo para cumplir requisitos de exactitud. Las letras A y B se usan para denotar rosca externa e interna respectivamente. Designación Las roscas se designan mediante códigos. La figura 8.10 ilustra la designación de las roscas UNS y de las roscas métricas. Cuando la rosca es izquierda, se indica LH en la designación 4 , de lo contrario no se indica la dirección de la rosca, ya que las roscas derechas son las preestablecidas. 4 Las tuercas de rosca izquierda poseen una ranura circunferencial alrededor de los planos hexagonales, con el fin de identificarlas como izquierdas [1] . CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 9 (a) (b) M12 × 1.75. La letra “M” indica que la rosca es métrica. Tiene un diámetro mayor (nominal) de 12 mm y un paso de 1.75 mm (ésta es una rosca métrica basta) Figura 8.10 Designación de las roscas. (a) Rosca unificada. (b) Rosca métrica Resistencia de los pernos El diseño de pernos se basa en la resistencia límite a la tracción (proof strength), S p , que es el máximo esfuerzo que puede soportar el perno sin experimentar deformación permanente. De acuerdo con los datos de la tabla 8.3, para la mayoría de los grados SAE la resistencia límite a la tracción es aproximadamente el 90% de la resistencia a la fluencia especificada al 0.2% de deformación permanente. Las resistencias y características del material (de acero) de los pernos se especifican de acuerdo con clases o grados, los cuales han sido definidos por la SAE, ASTM e ISO. La tabla 8.3 muestra información de los grados SAE para pernos: 1, 2, 4, 5, 5.2, 7, 8 y 8.2. De la tabla se puede observar que para grados mayores las resistencias tienden a ser mayores. Similarmente, la tabla 8.4 muestra información de las clases para pernos métricos. Tabla 8.3 Especificaciones SAE para pernos UNS de acero. Grado SAE Intervalo de tamaños (inclusive) (in) Resistencia límite mínima a la tracción S p (ksi) Resistencia de fluencia mínima a la tracción S y (ksi) Resistencia última mínima a la tracción S u (ksi) Características del acero 1 ¼ a 1½ 33 36 60 Medio o bajo carbono 2 ¼ a ¾ 55 57 74 Medio o bajo carbono 7/8 a 1½ 33 36 60 4 ¼ a 1½ 65 100 115 Medio carbono estirado en frío 5 ¼ a 1 85 92 120 Medio carbono templado y revenido 1 1/8 a 1½ 74 81 105 5.2 ¼ a 1 85 92 120 Martensítico de bajo carbono, templado y revenido 7 ¼ a 1½ 105 115 133 Aleado de medio carbono, templado y revenido 8 ¼ a 1½ 120 130 150 Aleado de medio carbono, templado y revenido 8.2 ¼ a 1 120 130 150 Martensítico de bajo carbono, templado y revenido 7/8 – 9 UNC – 2B – L.H. Rosca a izquierdas (Left Hand) Ajuste clase 2. La B indica rosca interior 9 hilos por pulgada. Unificada Nacional serie Ordinaria Diámetro mayor (nominal) de la rosca en pulgadas 10 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8.4 Especificaciones para pernos métricos de acero. Clase Intervalo de tamaños (inclusive) (mm) Resistencia límite mínima a la tracción S p (MPa) Resistencia de fluencia mínima a la tracción S y (MPa) Resistencia última mínima a la tracción S u (MPa) Características del acero 4.6 M5-M36 225 240 400 Medio o bajo carbono 4.8 M1.6-M16 310 340 420 Medio o bajo carbono 5.8 M5-M24 380 420 520 Medio o bajo carbono 8.8 M16-M36 600 660 830 Medio o bajo carbono, templado y revenido 9.8 M1.6-M16 650 720 900 Medio o bajo carbono, templado y revenido 10.9 M5-M36 830 940 1040 Martensítico de bajo carbono, templado y revenido 12.9 M1.6-M36 970 1100 1220 De aleación, templado y revenido Los grados y clases de los pernos se pueden distinguir de acuerdo con las marcas en la cabeza, tal como se muestra en las figuras 8.11 y 8.12. Figura 8.11 Marcas en las cabezas de los pernos para los diferentes grados SAE 4.6 4.8 5.8 8.8 9.8 10.9 12.9 Figura 8.12 Marcas en las cabezas de los pernos métricos para diferentes clases 8.2.3 Análisis elástico de tornillos de unión La función de un perno es la de unir dos o más piezas. En esta sección se analizarán las deformaciones, cargas y ecuaciones que rigen la unión de piezas mediante pernos. Fuerzas en una junta La figura 8.13 muestra una tubería unida mediante bridas y pernos, en la cual usa una empaquetadura para evitar fugas. La figura 8.14 muestra el diagrama de cuerpo libre de un corte del sistema. Debido a la presión interna en la tubería, se genera una fuerza que trata de separar las bridas, la cual se reparte entre los pernos; la fuerza que le corresponde a cada uno de ellos se denomina fuerza externa, F e , y está dada por: , b eT e n F F = (8.3) 1, 2, 4 5 5.2 7 8 8.2 CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 11 donde n b es el número de pernos y F eT es la fuerza total que trata de separar las bridas. Esta ecuación es válida si la fuerza total se distribuye de manera uniforme, lo cual podría ocurrir si en el sistema existe simetría axial. Figura 8.13 Unión de dos tuberías mediante bridas y pernos Figura 8.14 Diagrama de cuerpo libre de parte de la junta de la figura 8.13. Al hacer el corte mostrado, aparecen las fuerzas internas: fuerza de tracción en el perno, Fb, y fuerza de compresión en las partes a unir (por perno), Fc. La fuerza externa Fe es la relación entre la fuerza externa total sobre el número de pernos, es decir, es la fuerza externa que le corresponde a cada perno Debido al apriete de los pernos, las bridas se encuentran comprimidas. La fuerza de compresión sobre las partes a unir puede descomponerse en n b fuerzas; cada una de éstas es la que le “corresponde” a cada perno y se denomina fuerza en las partes a unir, F c . Debido a la acción de F e y F c , el perno queda sometido a una fuerza: , c e b F F F + = (8.4) donde F b es la fuerza de tracción en el perno. Nótese que esta ecuación equivale a la condición de equilibrio de fuerzas en el sistema de la figura 8.14. Fuerzas y deformaciones en una junta Dentro del límite de proporcionalidad, las fuerzas en el perno y en las partes a unir son proporcionales a las deformaciones ¡veamos! Dentro de este límite, para el perno y las partes se cumple que: c E S = , (8.5) donde S = F/A, ya que el perno y las partes a unir están sometidas a carga axial, y ε = o/L. Entonces Fb Fc Fe Pernos Bridas y empaquetadura (Partes a unir) Fe L Fe Tubería 12 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS L E A F o = , o o | . | \ | = L AE F , o constante. donde , ~ | . | \ | = = L AE k k F o (8.6) La constante k se denomina constante elástica, ya que es la relación entre la fuerza y la deformación, como ocurre con la constante de un resorte. Podemos plantear la ecuación 8.6 para el perno y para las partes a unir: , b b b k F o = y donde | . | \ | = L E A k b b b (8.7) , c c c k F o = , donde | . | \ | = L E A k c c c (8.8) donde: - F b es la fuerza en el perno. - F c es la fuerza en las partes a unir, por perno. - o b y o c son las deformaciones totales en el perno y en las partes a unir respectivamente. - k b y k c son las constantes elásticas del perno y de las partes a unir (por perno) respectivamente. - A b y A c son las áreas de las secciones transversales del perno y de las partes a unir respectivamente. El área A c es el área por perno, es decir, es la relación entre el área total de las partes a unir y el número de pernos, cuando la fuerza en las partes a unir se distribuye “uniformemente” en la junta. - E b y E c son los módulos de elasticidad del perno y de las partes a unir respectivamente. - L es la longitud entre arandelas (véase la figura 8.13). Nótese que la parte del perno que actúa como resorte (que se deforma) es el tramo de longitud L; la parte del perno que va roscada a la tuerca (u otro elemento) no se deforma conforme a la ecuación F = ko. Las ecuaciones 8.7 y 8.8 indican que la relación entre la fuerza y la deformación es lineal, tal como se muestra en la figura 8.15. Figura 8.15 Diagramas fuerza - deformación del perno y de las partes a unir Cuando se unen dos o más partes, los pernos deben apretarse suficientemente con el fin de evitar la separación de éstas cuando las fuerzas en el sistema sean aplicadas; esto se denomina precarga del perno. Al apretar éste, su fuerza de tracción y su deformación crecen de acuerdo con la línea PA de la figura 8.15.a, desde P hasta A. La fuerza en el perno al terminarse el apriete se denomina fuerza inicial o fuerza de apriete, F bi . Las partes a unir también se deforman (se comprimen) a medida que se aprieta el Apriete Aplicación de Fe A B P obi ob Fbi Fb M (a) Perno Apriete Aplicación de Fe A B C oc oci Fci Fc (b) Partes a unir CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 13 perno. Al terminar el apriete, y antes de aplicar la fuerza externa (cuando F e = 0), de la ecuación de equilibrio 8.4 se obtiene que F bi = F ci = F i (punto A, figuras 8.15.a y b), donde F ci es la fuerza inicial en las partes a unir por perno. Al aplicar la carga externa, el perno continua alargándose y aumentado su fuerza desde A en la dirección A-M. Las partes a unir, por el contrario, se descomprimen y tanto su fuerza como su deformación se reducen desde A en la dirección A-C; si se alcanzara el punto C las partes a unir comenzarían a separarse, lo cual es indeseable. Durante el apriete, la tuerca avanza sobre el perno haciendo que éste se alargue y que las partes a unir se compriman cantidades diferentes. Una vez el perno es apretado, la tuerca no gira y, por lo tanto, la fuerza externa produce un alargamiento del perno igual al acortamiento de las partes a unir (descompresión). Debido a que las deformaciones son iguales (excepto que una es positiva y la otra negativa), puede construirse el diagrama de la figura 8.16. Figura 8.16 Fuerzas y deformaciones en el perno y en las partes a unir Al terminar el apriete, las deformaciones y fuerzas en el perno y en las partes a unir están dadas por el punto A de la figura 8.16. Al aplicar la fuerza externa, las deformaciones y fuerzas están representadas por los puntos T y D para el perno y las partes a unir respectivamente. Nótese que los puntos T y D están sobre la misma línea vertical, ya que sus deformaciones, producidas al aplicar la fuerza externa, son iguales (Ao). De la ecuación de equilibrio 8.4, concluimos que la distancia TD es la fuerza externa: (8.9) Las variables de la figura 8.16 se definen como sigue: F bt : fuerza total en el perno, es decir, cuando se ha aplicado la fuerza externa F ct : fuerza total en las partes a unir F i : fuerza inicial o de apriete en el perno y en las partes a unir . entonces , e ct bt F F F TD DE TE TD = ÷ = ÷ = obi obt oct F b i = F c i = F i oci F b t F c t F o ( F u e r z a e x t e r n a l í m i t e ) F e A M C P B Ao A F c A F b T D E 14 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS F e : fuerza externa F o : fuerza externa límite. Si se aplica una fuerza F e tal que el perno se desplace hasta M, las partes a unir se desplazarán hasta C (punto en el que se pierde la unión) y dicha fuerza externa sería igual a F o ; por lo tanto, éste es el valor máximo de F e que se podría aplicar. AF c : reducción de la fuerza en las partes a unir, a partir de A AF b : incremento de la fuerza en el perno, a partir de A o bi : deformación inicial del perno o ci : deformación inicial de las partes a unir o bt : deformación total del perno o ct : deformación total de las partes a unir Ao: incremento de la longitud del perno y reducción de la longitud de las partes a unir, a partir de A Todas las fuerzas definidas anteriormente son fuerzas por perno. Del diagrama de la figura 8.16 podemos obtener la fuerza inicial o de apriete de cada perno requerida para evitar la separación de la junta; además, puede encontrarse una ecuación para la fuerza total en el perno. Mínima fuerza de apriete para evitar separación de la junta Los triángulos PAB y PMC de la figura 8.16 son semejantes, entonces . bi ci bi i o F F o o o + = (8.10) Las ecuaciones 8.7 y 8.8 pueden expresarse para el momento en el que se termina el apriete: c i c ci ci k F k F = = o y . b i b bi bi k F k F = = o (8.11) Combinando las ecuaciones 8.10 y 8.11 se obtiene que: | | . | \ | + = b c c o i k k k F F . (8.12) Pero F o es la fuerza externa con la que se obtiene separación de partes, entonces F e debe ser menor que F o . Definimos F o = N sep F e , donde N sep > 1 es un factor de seguridad con respecto a la separación de partes. De acuerdo con Faires [3] , 1.5 < N sep < 2. Hay que tener en cuenta que en algunos sistemas, por ejemplo de fluido, se efectúan pruebas sobre los equipos a presiones mayores a las de trabajo (1.5 veces aproximadamente), entonces N sep debe escogerse de tal manera que se tenga la seguridad de que las partes a unir permanecerán unidas aún con las presiones de prueba. Entonces: | | . | \ | + = b c c e sep imin k k k F N F . (8.13) Con esta ecuación se obtiene la mínima fuerza inicial o de apriete (segura), F imin , que debe aplicarse al perno con el fin de evitar separación de partes cuando se aplica la fuerza externa F e . En los tornillos de unión es usual que las precargas sean bastantes grandes (como se verá más adelante), y normalmente la fuerza de apriete que se logra es mucho mayor que el valor mínimo dado por la ecuación 8.13. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 15 Fuerza total en el perno Para hallar la fuerza total sobre el perno procedemos como sigue. De la figura 8.16 se obtiene que: , o A = A b b k F (8.14) , o A = A c c k F (8.15) b i bt F F F A + = (8.16) y . c b e F F F A + A = (8.17) Reemplazando las ecuaciones 8.14 y 8.15 en la 8.17 y factorizando: , ) ( o A + = b c e k k F (8.18) de donde ) ( b c e k k F + = Ao (8.19) Reemplazando la ecuación 8.19 en la 8.14 se obtiene: . ) ( b c e b b k k F k F + = A (8.20) Finalmente, reemplazando ésta en la ecuación 8.16: . ) ( b c b e i bt k k k F F F + + = (8.21) Esta es la fuerza máxima o total sobre el perno después de apretar y aplicar la fuerza externa. Cálculo de la constante elástica de la junta, k c Según la ecuación 8.8, la constante elástica de la junta se calcularía como: , L E A k c c c = (8.22) donde A c , E c y L son el área, el módulo de elasticidad y la longitud de las partes a unir, respectivamente. Sin embargo, algunas veces esta ecuación no es suficiente o adecuada por sí sola, siendo necesario utilizar otras ecuaciones. Cuando entre las partes a unir hay por lo menos dos materiales con módulos de elasticidad diferentes, debe calcularse un k c equivalente. En la figura 8.17 se muestra una junta compuesta por n partes a unir. Tenemos que: , / ó c c c c c c k F k F = = o o (8.23) 16 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde o c es la deformación total de las partes a unir: (8.24) siendo o ci la deformación de la parte número i, que puede expresarse como: (8.25) donde k ci es la constante elástica de la parte número i. Figura 8.17 Partes a unir de diferentes materiales Reemplazando las ecuaciones 8.23 y 8.25 en la 8.24 y simplificando se obtiene: , 1 ... 1 1 1 2 1 cn c c c k k k k + + + = (8.26) donde , ci ci c ci L E A k = (8.27) siendo E ci y L ci el módulo de elasticidad y la longitud, respectivamente, de la parte número i (figura 8.17). La ecuación 8.26 equivale a la ecuación para el cálculo de la constante elástica de un conjunto de resortes en serie; efectivamente, las partes de la junta actúan en serie. La ecuación 8.27 es adecuada cuando el área de las partes a unir es lo suficientemente pequeña, como para que la compresión sobre ellas sea relativamente uniforme, tal como se muestra en la figura 8.18.a. Cuando el área de las partes a unir es muy grande, la compresión sobre ellas actúa sólo en cierta zona cercana al tornillo. La figura 8.18.b muestra unas partes a unir de área relativamente grande (área real), comparada con el área de agarre del perno. Debido a esto, la distribución de esfuerzos es en forma de barril, teniéndose un área equivalente, menor que el área real, que soporta la compresión. En estos casos debe utilizarse una ecuación diferente para k ci , que tenga en cuenta esta área efectiva a compresión. , ... 2 1 cn c c c o o o o + + + = , ci c ci k F = o 1 2 n L Lcn Lc2 Lc1 CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 17 Figura 8.18 Características de las partes a unir Para determinar ecuaciones para la constante elástica de las partes a unir, se han realizado varios estudios con el método de elementos finitos [6, 7, citados en 1] . Las ecuaciones dependen de si en la unión existe empaquetadura o no, de si ésta es confinada o sin confinar (véase la figura 8.19). (a) Empaquetadura sin confinar (b) Empaquetadura (anillo en O) confinada Figura 8.19 Empaquetaduras confinada y sin confinar Wileman et al. [6, citado en 1] propone la siguiente ecuación para calcular directamente la constante elástica de las partes a unir sin considerar la empaquetadura: , ) / ( m L d b c cm ae dE k = (8.28) Anillo en O (O ring) Empaquetadura (b) La distribución de esfuerzos no es uniforme, sino en forma de barril. La deformación se muestra exagerada (a) El esfuerzo se distribuye uniformemente en las partes a unir Partes a unir Área equivalente Área real 18 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde k cm es la constante elástica del conjunto de elementos a unir sin considerar la empaquetadura, a y b son coeficientes empíricos, que se obtienen de la tabla 8.5 para diversos materiales, y L m es la longitud de las partes a unir sin considerar (o restándole) el espesor de la empaquetadura, si la hay. Tabla 8.5 Parámetros para el cálculo de la constante elástica de las partes a unir. Modificada de [6]. Material E (GPa) v a b Acero 207 0.29 0.7872 0.6287 Aluminio 72 0.33 0.7967 0.6382 Cobre 121 0.33 0.7957 0.6355 Hierro fundido gris ~100 0.21 0.7787 0.6162 La constante elástica de la empaquetadura, sin confinar, está dada por: , emp emp emp emp L E A k = (8.29) donde A emp es el área real de la empaquetadura (recuérdese que esta área es por perno), E emp es el módulo de elasticidad de la empaquetadura y L emp es su espesor. La constante elástica de las partes a unir se calcula reemplazando las ecuaciones 8.28 y 8.29 en la 8.26; si las partes metálicas son de diferentes materiales, pero con espesores iguales, puede calcularse una constante elástica para cada material (con la ecuación 8.28) y reemplazar los valores en la ecuación 8.26. Para el caso de empaques confinados, como el de la figura 8.19.b que tiene un anillo (O ring) dentro de una ranura circular, no se tiene en cuenta el empaque para determinar la constante elástica de las partes a unir, ya que el empaque no separa las partes a unir (como sí lo hace el empaque sin confinar). Es decir, la constante elástica se calcula sólo con los otros materiales. En resumen, la constante elástica de las partes a unir se calcula con las ecuaciones siguientes, donde k emp se calcularía si el empaque no es confinado: Si A c es pequeña: , 1 ... 1 1 1 2 1 cn c c c k k k k + + + = donde . ci ci c ci L E A k = (8.30 y 8.31) Si A c es grande: , 1 1 ... 1 1 1 2 1 emp cmn cm cm c k k k k k + + + + = (8.32) donde ) / ( mi L d b ci cmi ae dE k = y . emp emp emp emp L E A k = (8.33) Cuando exista duda entre cuál de los dos procedimientos debe seguirse (calcular k c con las ecuaciones 8.30 y 8.31 ó con las ecuaciones 8.32 y 8.33); es decir, cuando no se sabe si el área de las partes a unir es suficientemente pequeña o es muy grande, se hacen los dos cálculos y se escoge el menor valor de k c , que es el que garantiza que se esté tomando el área efectiva de compresión. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 19 Cálculo de la constante elástica del perno, k b Para el cálculo de k b , es necesario saber si el tornillo es roscado total o parcialmente a lo largo de la longitud de la junta L. La figura 8.20 muestra tres casos: (a) el perno es totalmente roscado, (b) la parte entre arandelas del perno no es roscada y (c) la parte entre arandelas del perno es parcialmente roscada. Figura 8.20 Juntas con pernos roscados total o parcialmente Para los casos (a) y (b), la constante elástica del perno se calcula como: , L E A k b b b = (8.34) donde A b , E b y L son el área, el módulo de elasticidad y la longitud del perno entre arandelas, respectivamente. El área A b es el área de la sección transversal de la parte del perno que queda entre arandelas, ya que como se dijo, ésta es la parte que está actuando como resorte. Si el perno es totalmente roscado A b = A t (figura 8.20.a); si el perno no lleva rosca en la parte entre arandelas, A b es el área de la sección transversal del perno en dicha parte (figura 8.20.b). Para el caso (c): 2 1 1 1 1 b b b k k k + = , donde , 1 1 1 b b b b L E A k = 2 2 b b t b L E A k = y L L L b b = + 2 1 . (8.35) 8.2.4 Diseño de pernos En la sección anterior se estudió el comportamiento elástico de las juntas con tornillos. Se obtuvo una ecuación para la mínima fuerza de apriete requerida para evitar la separación de la junta. Se determinó, además, una ecuación para calcular la fuerza máxima sobre el perno. Con base en estas ecuaciones, y otras de esta sección, se efectúa el cálculo de esfuerzos y el diseño de pernos. Los pernos pueden fallar en su parte central o “núcleo” debido a las cargas combinadas variables que pueden ocurrir en éste. Además, es posible que los filetes del tornillo o de la tuerca se “barran”, debido al esfuerzo cortante que se genera en los filetes, cuando se somete el perno a tracción. Estos dos tipos de falla se estudian en esta sección. La sección 8.2.4.1 estudia el diseño con base en la falla por cortante de los filetes, y las secciones 8.2.4.2 a 8.2.4.5 estudian el diseño con base en la resistencia del núcleo. Lb1 Lb2 L L L (a) Perno totalmente roscado (b) Perno sin rosca entre arandelas (c) Perno parcialmente roscado 20 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8.2.4.1 Esfuerzo cortante en los filetes de una rosca Las partes roscadas del perno y de la tuerca de una conexión están sometidas a cortante, ya que los filetes se encargan de transmitir la fuerza de tracción del perno. La falla ocurre dependiendo de las resistencias relativas del perno y de la tuerca. El caso más común es aquel en el que la tuerca es más débil que el tornillo; en estas condiciones los filetes de la tuerca podrían fallar a cortante, por la raíces, tal como se aprecia en la figura 8.21. Cuando el perno es más débil que la tuerca, los filetes del primero podrían fallar por sus raíces. Finalmente, cuando el perno y la tuerca tienen igual resistencia, el conjunto podría barrerse por el diámetro de paso [1] . Figura 8.21 Cortante en los filetes de una rosca. Si la tuerca es menos resistente que el perno, los filetes de ésta tienden a barrerse Un problema que se tiene en las conexiones es que la falta de exactitud de los filetes hace que la carga no se distribuya uniformemente en todos los pares de filetes, sino que la carga podría ser tomada por algunos pares de filetes (véase la figura 8.21). Cuando el tornillo y la tuerca son muy duros, la carga se tiende a distribuir en unos pocos filetes, mientras que cuando la tuerca (o el tornillo) es muy dúctil, la carga tiende a distribuirse de manera más uniforme, ya que hay mayor posibilidad de fluencia del material. Si en un material dúctil el esfuerzo cortante es lo suficientemente grande como para producir el barrido de los filetes, todos éstos habrán fluido plásticamente antes de la rotura, compensando las inexactitudes existentes, de tal manera que la carga tiende a distribuirse uniformemente en todos los filetes. Con los materiales frágiles sucede algo diferente. Debido a las inexactitudes de los filetes, la carga se distribuye en algunos pares de filetes, y si la carga es lo suficientemente grande como para producir la falla, éstos fallarán (sin deformación plástica apreciable) dejando toda la carga a los pares de filetes siguientes, produciéndose el mismo fenómeno hasta la rotura de todos los filetes. Teniendo en cuenta esto, estudiemos la expresión para el esfuerzo. El esfuerzo máximo por cortante puede calcularse como el esfuerzo promedio, que es igual a la fuerza total que se transmite del perno a la tuerca, es decir F bt , dividida por el área total de la raíz del filete, A ba : . ba bt sba A F S = (8.36) El área A ba del perno y el de la tuerca son diferentes. La figura 8.22 muestra el área de la raíz de un filete del perno, la cual es aproximadamente igual al perímetro de un círculo de diámetro d r , es decir td r , Fbt Tuerca Parte de la junta Perno Inexactitud de los filetes LT CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 21 multiplicado por el ancho del filete en la raíz, W i p, el cual se ha expresado en función del paso de la rosca, donde W i es una constante que depende del tipo de rosca. Figura 8.22 Área de la raíz de un filete de un tornillo sometida a cortante El área total a cortante es igual al área de la raíz de un filete, t d r W i p, multiplicada por el número de filetes en contacto. Como se dijo, el esfuerzo no se distribuye uniformemente en todos los filetes debido a los errores de manufactura. Norton [1] recomienda que el número de filetes que toman la carga, n f , se tome: f f N n s s 1 , (8.37) donde N f es el número de filetes del perno en contacto con la tuerca, dado por: , p L N T f = (8.38) donde L T es la longitud de la tuerca (figura 8.21). Se recomienda tomar valores de n f más cercanos a 1 que a N f [1] ; se deben tomar valores más cercanos a 1 en la medida en que se prevean mayores imperfecciones en la elaboración del tornillo y la tuerca, y cuando se esté trabajando con materiales frágiles. En conclusión para el perno: . 1 donde , ) ( p L n n p W d A T f f i r ba s s =t (8.39) El área a cortante de la tuerca es diferente a la del tornillo, ya que el ancho del filete en la raíz es diferente y el diámetro de la zona a cortante de la tuerca es mayor (igual a d); para la tuerca tenemos: , 1 donde , ) ( p L n n p W d A T f f o ba s s =t (8.40) donde W o p es el ancho del filete en la raíz de la tuerca y W o es una constante que depende del tipo de rosca. Los valores de W i y W o están consignados en la tabla 8.6. dr/2 Wi p Aba = (Wi p)tdr (tornillo) 22 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8.6 Coeficientes W i y W o para roscas estándar. Tipo de filete W i W o UNS/ISO 0.80 0.88 Cuadrada 0.50 0.50 Acme 0.77 0.63 Diente de sierra 0.90 0.83 Puede asumirse que el estado de esfuerzo por cortante en los filetes es simple; entonces, debe verificarse que el esfuerzo cortante en la tuerca y aquel en el perno no sobrepasen un valor permisible o de diseño: . ba ys sba N S S s (8.41) Longitud de tuerca o de perforación roscada La longitud de la tuerca, L T , debe ser tal que el área sometida a cortante sea lo suficientemente grande como para dar cumplimiento a la ecuación 8.41. Además, si la tuerca es lo suficientemente larga, el perno fallará primero a tracción en el núcleo antes que por barrido de los filetes. De acuerdo con Norton [1] , para roscas UNS o ISO, con d s 1 in, en las que el perno y la tuerca son del mismo material, La condición L T > 0.5d garantizará que la resistencia al barrido sea mayor que la resistencia a tracción. Para el caso de perforaciones roscadas, se recomienda que la longitud roscada sea mayor o igual al diámetro d, si los materiales son iguales. Para un tornillo de acero y un agujero roscado en hierro fundido, latón o bronce, la longitud roscada mínima será de 1.5d. Para un tornillo de acero y un agujero roscado en aluminio, la longitud roscada mínima será de 2d. 8.2.4.2 Cargas en los pernos Un perno puede soportar diferentes tipos de carga (axial, flexión, torsión y cizalladura), aunque lo más común es que soporte sólo tracción. En el ejemplo de la figura 8.23, los pernos se usan para fijar una chumacera al pedestal, y éste a una pared metálica. Debido al apriete de los pernos, éstos están sometidos a tracción. La forma de aplicación de las cargas y la inexactitud de las piezas (por ejemplo, si las arandelas no quedan paralelas) podrían generar flexión, aunque ésta tiende a ser muy pequeña en la mayoría de los casos. De manera similar, la carga de torsión generada durante el apriete tiende a desaparecer durante el trabajo y, generalmente, no se tiene en cuenta. Figura 8.23 Pernos en un sistema chumacera-pedestal Rv +Wc Rh Wp Chumacera Pedestal Pared CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 23 El apriete de los pernos produce fuerzas normales de compresión en las superficies de las partes a unir. Dichas fuerzas normales tienen la capacidad de generar fuerzas de fricción para equilibrar algunas de las fuerzas externas. Sin embargo, dependiendo de la magnitud de las fuerzas paralelas a las superficies en contacto de las partes a unir y de las holguras en el montaje de los pernos, éstos podrían estar sometidos a cortante directo. Para que los pernos no queden sometidos a cortante directo, pueden usarse clavijas (pasadores) [1] . Éstos se encargarían de posicionar las partes a unir y de soportar las fuerzas cortantes, mientras que los pernos estarían sometidos sólo a tracción. Por otro lado, las cargas pueden ser de diferente carácter (estática, dinámica: variable o de impacto). Entonces, en el caso más general, un perno soporta cargas combinadas variables. Cuando se conoce la fuerza de apriete sobre el perno, que debe ser mayor o igual al valor obtenido con la ecuación 8.13, puede calcularse la fuerza total sobre el perno F bt ; con esta última y las demás cargas que actúan sobre el perno (cortante, flexión y torsión), puede aplicarse una ecuación adecuada para su diseño, de acuerdo con las teorías y ecuaciones dadas en los primeros capítulos del libro. Sin embargo, en ciertas ocasiones la fuerza de apriete sobre el perno es poco predecible, ya que una persona al apretar un tornillo con una llave convencional, podrá darle un apriete grande o pequeño, dependiendo de su fuerza y criterio. Si no se conoce la fuerza inicial, no podrá calcularse la fuerza total y el diseño deberá ser empírico. Existen, entonces, dos formas de calcular pernos [3] : (i) Diseño de pernos con tracción inicial conocida (ii) Diseño de pernos con tracción inicial desconocida En ciertas aplicaciones es necesario controlar el apriete de los tornillos. En culatas de motores de combustión interna y en máquinas de alta velocidad como turbinas y centrífugas, las deformaciones producidas durante el apriete de los tornillos deben controlarse con el fin de evitar excentricidades o pandeos, los cuales perjudicarían el buen funcionamiento de las máquinas. Con el fin de lograr cierta fuerza de apriete, o al menos lograr cierta uniformidad en el apriete de los pernos de un sistema, se puede usar un torquímetro, el cual es una llave especial que controla el par de apriete y, por consiguiente, la fuerza de apriete aplicada a los pernos. Los torquímetros no se usan en todas las aplicaciones; en muchos casos, los pernos se aprietan con una llave convencional (que no controla el par de torsión), cuyo par, al ser controlado por el operario, es desconocido y puede estar en un rango amplio. Esto conlleva a que la tracción inicial sea desconocida. Estudiaremos primero el caso de tracción inicial conocida. 8.2.4.3 Tracción inicial conocida Par de apriete Con el fin de lograr que el perno adquiera determinada fuerza inicial, debe calcularse un par de apriete. Se propone usar la siguiente ecuación [1-4] para calcular el par de apriete, T i , necesario para producir una fuerza inicial F i : (8.42) donde F i es la fuerza inicial, d es el diámetro nominal (mayor) del perno y K i es el coeficiente de par de torsión. El coeficiente de par de torsión depende del coeficiente de fricción entre la tuerca y el tornillo; por lo tanto, depende de si el tornillo está lubricado o no. Es conveniente que el tornillo esté lubricado en el momento del apriete, con el fin de reducir el par de torsión requerido, así como el esfuerzo cortante que se genera por la torsión. Existen varias recomendaciones para el valor de K i . De acuerdo con datos suministrados en la literatura, para pernos lubricados, K i podría tomarse igual a 0.15 [3] , 0.21 [1] ó 0.18 a , i i i dF K T = 24 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 0.208 [2] . Para pernos no lubricados K i podría tomarse igual a 0.15 [4] ó 0.208 a 0.3 [2]5 ; esto da una idea de la dispersión de los datos experimentales. Podría tomarse: K i ~ 0.18, para pernos lubricados K i ~ 0.21, para pernos no lubricados. El par de apriete produce un esfuerzo cortante equivalente al calculado con 0.4T que generalmente se ignora ya que probablemente desaparece en el trabajo [3] . Si el estudiante está interesado en la deducción de la ecuación 8.42, puede consultar las referencias [1] y [2]. Esfuerzo de apriete Es práctica común que los pernos tengan una gran precarga. El esfuerzo de tracción que se obtiene en el apriete es muy cercano a la resistencia límite del material, S p . Una de las razones de esto es que al efectuar una gran precarga del perno, la fuerza externa no logra aumentar mucho el esfuerzo en éste; esto implica que, si el esfuerzo es variable, la fluctuación de éste es pequeña; además, si el perno no falla durante el apriete es poco probable que falle en servicio. Budynas y Nisbett [2] recomiendan que: s permanente conexiones para , 90 . 0 les reutilizab conexiones para , 75 . 0 p i p i S S S S = = (8.43) y Norton [1] que: estáticas son perno el sobre cargas las cuando , 90 . 0 dinámicas son perno el sobre cargas las cuando , 75 . 0 p i p i S S S S = > (8.44) donde S p es la resistencia límite del perno (dada en las tablas 8.3 y 8.4) y S i es el esfuerzo inicial, es decir el esfuerzo normal en el perno al terminar el apriete, el cual está dado por: . t i i A F S = (8.45) Resistencia del perno Si el perno está sometido a tracción estática solamente (con una fuerza máxima F bt ), debe verificarse que el factor de seguridad sea lo suficientemente grande (mayor al permisible). El factor de seguridad para pernos de unión debe calcularse de la manera siguiente (y no como la simple relación de esfuerzos, ya que el esfuerzo en el perno no es proporcional a la carga externa aplicada): , e ep F F F N = (8.46) donde F ep es la fuerza externa que produce la falla, es decir, la fuerza externa que hace que S bt = S p . 5 Los valores de 0.18 para pernos lubricados y 0.30 para no lubricados son recomendados por la distribución de Bowman [2] ; Distribución de Bowman-Grupo Barnes, Fasteners Facts, Cleveland, 1985, pág. 90. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 25 Podemos plantear la ecuación 8.21 como: , ) ( b c b e i t bt k k k F F A S + + = (8.47) y , ) ( b c b ep i t p k k k F F A S + + = (8.48) de donde . ) ( ) ( b b c i t p ep k k k F A S F + ÷ = (8.49) Reemplazando la ecuación 8.49 en la 8.46 se obtiene: . ) ( ) ( e b b c i t p F F k k k F A S N + ÷ = (8.50) Este es el factor de seguridad del perno si está sometido sólo a tracción estática. Cuando el perno soporta una combinación de cortante estático (producido por cortante directo o torsión) y tracción estática puede aplicarse la siguiente ecuación: , 1 1 2 / 1 2 2 ÷ ( ( ¸ ( ¸ + = s F N N N (8.51) donde N F es el factor de seguridad calculado considerando sólo el efecto de tracción y N s es el factor de seguridad calculado considerando sólo el esfuerzo cortante (la ecuación para calcular N s se dará más adelante). Se deja al estudiante la deducción de esta ecuación, a partir de las ecuaciones 4.43 ó 4.23 y la 3.12 de los capítulos 4 y 3. El caso en el cual ocurre flexión en el perno es poco usual y no se considera aquí. Cuando las cargas son variables debe aplicarse la teoría de fatiga (véase la sección 8.2.4.5). Un procedimiento de diseño para tracción inicial conocida Con las cargas sobre el sistema se calcula la fuerza externa por perno, F e , y las demás cargas, V, T y M. Luego se calcula la fuerza inicial a partir de: s permanente conexiones para , 90 . 0 les reutilizab conexiones para , 75 . 0 p i p i S S S S = = (8.43 R ) ó estáticas son perno el sobre cargas las cuando , 90 . 0 dinámicas son perno el sobre cargas las cuando , 75 . 0 p i p i S S S S = > (8.44 R ) y t i i A S F = (8.52) 26 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Luego se hacen las siguientes verificaciones. (a) Se verifica que no ocurra separación de partes cuando se aplique la fuerza externa: | | . | \ | + > b c c e sep i k k k F N F . (8.53) (b) Deben cumplirse otras condiciones del problema; por ejemplo, en sistemas de fluido, los empaques deben ser apretados con la suficiente presión (la cual puede ser dada por el fabricante de éstos), tal que el fluido no se escape. (c) La resistencia del perno debe ser adecuada. El factor de seguridad debe ser mayor o igual al admisible; debe usarse la ecuación adecuada de acuerdo con los tipos de solicitación (tracción, cortante directo, flexión o torsión) y al carácter de las cargas (constantes, variables, dinámicas, estáticas). Para una combinación de cargas estáticas de tracción y cortante: , 1 1 2 / 1 2 2 ÷ ( ( ¸ ( ¸ + = s F N N N (8.51 R ) donde e b b c i t p F F k k k F A S N ) ( ) ( + ÷ = y , s ys s S S N = (8.50 R y 8.54) donde S s se calcula con las ecuaciones adecuadas según las cargas a soportar (torsión, cortante directo o ambas); se puede asumir que el tornillo es un cilindro de diámetro igual al diámetro menor de la rosca, d r : , 4 16 2 3 r r s d V d T S t t + = (8.55) donde T y V son el par de torsión y la fuerza cortante, respectivamente, que soporta el perno a analizar. (d) Finalmente, debe verificarse la resistencia al barrido de los filetes de la tuerca y del tornillo usando las ecuaciones 8.41, 8.36, 8.39 y 8.40. 8.2.4.4 Tracción inicial desconocida La fuerza de apriete será desconocida, si durante el apriete el par no se controla. El problema de tracción inicial desconocida es bastante común, y su solución es rápida. Como la tracción inicial es desconocida, no se puede calcular la fuerza total en el perno y, por lo tanto, el diseño consistirá en escoger “empíricamente” un diámetro adecuado. Faires [3] propone la siguiente ecuación empírica: in. 4 / 3 para , ) in ( 6 3 / 2 1 < | | . | \ | = ÷ d S F A y e t (8.56) CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 27 En la ecuación se tiene una constante dimensional, 1 in –1 , con el fin de hacer la ecuación dimensionalmente correcta. Si se quiere trabajar con otras unidades, basta convertir esta constante; por ejemplo, 1 in –1 puede reemplazarse por 1/(2.54 cm) ó 1/(0.0254 m), etc.. Para tamaños mayores a ¾ in, se propone que [5, citado en 3] : in. 4 / 3 para , 4 . 0 > = d S F A y e t (8.57) En el caso común en el cual un perno con tracción inicial desconocida soporte cargas diferentes a la de tracción, debería verificarse que el factor de seguridad sea lo suficientemente grande para estas cargas. Finalmente, como el diseño de pernos es un proceso iterativo, las ecuaciones 8.56 y 8.57 pueden utilizarse también para calcular un diámetro de prueba en el caso de tracción inicial conocida. 8.2.4.5 Pernos sometidos a cargas variables Se ha hecho una breve introducción al diseño de pernos sometidos a cargas estáticas. Cuando las cargas son combinadas variables, deben aplicarse ecuaciones de diseño por fatiga para cargas combinadas. Aunque los conceptos estudiados en los capítulos anteriores pueden ser aplicados al diseño de pernos, deben tenerse en cuenta ciertos aspectos importantes. Podemos mencionar los siguientes:  Una fuerza externa variable, F e , producirá en el perno una variación de la fuerza de tracción, F bt . Debido a la precarga, la variación de esta fuerza es más pequeña que la variación de F e ; es decir, la tracción inicial en los pernos atenúa el efecto de las oscilaciones de la fuerza externa. Ésta es una de las razones por las cuales se suele introducir en el perno una gran precarga.  Como la parte roscada de un perno no es de sección uniforme, se crea una concentración de esfuerzos que debe tenerse en cuenta cuando las cargas son variables (o si el material del perno es frágil, aún con carga estática), usando la tabla 5.5 (capítulo 5) que da los valores de K f para roscas de tornillo.  En el capítulo 5 se dijo que el factor de seguridad calculado con las ecuaciones de diseño por fatiga es correcto si el esfuerzo medio y el alternativo son siempre proporcionales; es decir, la relación entre el esfuerzo medio y el alternativo permanece constante si ocurriera una sobrecarga no contemplada en el diseño. Esto no sucede en los pernos, debido a la fuerza inicial. Al ocurrir una sobrecarga, el esfuerzo medio y el alternativo no mantendrán su proporción. Por lo tanto, las ecuaciones del capítulo 5 para determinar el factor de seguridad (por ejemplo, la ecuación 5.74) no son válidas en este caso. En este libro no se profundiza en el tema de pernos sometidos a cargas variables; por lo cual se aconseja al estudiante que quiera hacerlo, consultar la referencia [1] o [2]. Presentamos aquí las ecuaciones que se pueden aplicar para el cálculo del factor de seguridad de pernos dúctiles sometidos a una carga de tracción variable producto de una fuerza externa que varía entre cero y un valor máximo. Cuando F e varía entre F emin = 0 y F emax , las componentes media y alternativa de la fuerza en el perno están dadas por: , 2 y 2 i bt a i bt m F F F F F F ÷ = + = (8.58) donde la fuerza F bt se calcula con la ecuación 8.21, reemplazando a F e por F emax . 28 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS El factor de seguridad para la carga de tracción, usando el criterio de Goodman modificada, está dado por [1] : . / ) / / ( ) / ( t a ff u t i fm t m fm n t i fm u n A F K S A F K A F K S A F K S S N + ÷ ÷ = (8.59) El estudiante interesado en conocer más acerca de esta ecuación y de su deducción puede consultar a Norton [1] . Al usar el criterio Goodman modificada para la falla por fatiga, es necesario también verificar el factor de seguridad por fluencia, el cual está dado por [1] : . / t bt y fluencia A F S N = (8.60) El factor de seguridad para la separación de partes se calcula despejando N sep de la ecuación 8.53 [1] : | | . | \ | + > b c c e sep i k k k F N F . (8.53 R ) Además, podría verificarse el factor de seguridad para el barrido de los filetes por fatiga. Se podría usar la siguiente ecuación, propuesta en este texto, aunque no está validada experimentalmente: ba a ff us ba i fm ba m fm n ba i fm us n ba A F K S A F K A F K S A F K S S N / ) / / ( ) / ( + ÷ ÷ = y . / ba bt ys fluencia ba A F S N = ÷ (8.61) 8.2.5 Resumen sobre tornillos de unión (sección 8.2) Los tornillos o pernos de unión son elementos importantes en máquinas y estructuras. A pesar de ser elementos de un costo relativamente bajo en una máquina o estructura, su adecuada selección e instalación son importantes para el buen desempeño de ésta. Entre las ventajas de usar tornillos están su capacidad para ser montados y desmontados repetidamente, su gran diversidad en cuanto a formas y resistencias y su gran comercialización. Una desventaja de los tornillos es la dificultad de ensamble automático, por esto, en algunas aplicaciones que involucran ensamble robotizado, tienden a ser reemplazados por otros métodos. Actualmente hay dos tipos de roscas para tornillos de unión, la serie de roscas unificada (Unified National Standard, UNS) y la serie de roscas métricas, la cual ha sido definida por la ISO. Existen roscas bastas, finas y extrafinas; cada una de las cuales tiene sus aplicaciones particulares. ALGUNAS RELACIONES GEOMÉTRICAS DE LOS PERNOS 2 r p d d d + = 2 2 4 | | . | \ | + = r p t d d A t CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 29 ANÁLISIS ELÁSTICO DE TORNILLOS DE UNIÓN Fuerzas b eT e n F F = c e b F F F + = b b b k F o = c c c k F o = ) ( b c b e i bt k k k F F F + + = Constantes elásticas Constante elástica de las partes a unir: k c es el mínimo entre los valores calculados con las ecuaciones en (a) y (b) (a) cn c c c k k k k 1 ... 1 1 1 2 1 + + + = , donde , ci ci c ci L E A k = si A c es pequeña (b) emp n m c cm cm c k k k k k 1 1 ... 1 1 1 2 1 + + + + = , donde ) / ( mi L d b ci cmi ae dE k = y , emp emp emp emp L E A k = si A c es grande Nota: la ecuación para k cmi es recomendada para las partes diferentes de la empaquetadura, que sean del mismo material o que posean el mismo espesor. La ecuación para k emp se usa si hay una empaquetadura sin confinar. Constante elástica del perno: en general: 2 1 1 1 1 b b b k k k + = , donde , 1 1 1 b b b b L E A k = 2 2 b b t b L E A k = . DISEÑO DE TORNILLOS DE UNIÓN Esfuerzo cortante en los filetes de la rosca , ba ys ba bt sba N S A F S s = donde , ) ( f i r ba n p W d A t = para el perno, y , ) ( f o ba n p W d A t = para la tuerca, donde f f N n s s 1 y . p L N T f = W i y W o se obtienen de la tabla 8.6 Tracción inicial desconocida in. 4 / 3 para , ) in ( 6 3 / 2 1 < | | . | \ | = ÷ d S F A y e t in. 4 / 3 para , 4 . 0 > = d S F A y e t Tracción inicial conocida estáticas cargas o s permanente conexiones para , 90 . 0 dinámicas cargas o les reutilizab conexiones para , 75 . 0 p i p i S S S S = > t i i A S F = Para evitar separación de partes: | | . | \ | + > b c c e sep i k k k F N F Par de apriete: , i i i dF K T = donde K i ~ 0.18, para pernos lubricados, y K i ~ 0.21, para pernos no lubricados Tracción y esfuerzo cortante – cargas estáticas (perno dúctil): donde , 1 1 2 / 1 2 2 ÷ ( ( ¸ ( ¸ + = s F N N N e b b c i t p F F k k k F A S N ) ( ) ( + ÷ = , s ys s S S N = y 2 3 4 16 r r s d V d T S t t + = 30 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Esfuerzo de tracción variable (perno dúctil): 2 y 2 i bt a i bt m F F F F F F ÷ = + = , donde F e varía entre 0 y F emax , y F bt se calcula tomando F e = F emax . / ) / / ( ) / ( t a ff u t i fm t m fm n t i fm u n A F K S A F K A F K S A F K S S N + ÷ ÷ = . / t bt y fluencia A F S N = | | . | \ | + > b c c e sep i k k k F N F EJEMPLO 8.1 Determinar un diámetro adecuado para los pernos UNF de la junta mostrada, la cual está sometida a cargas estáticas y debe ser montada y desmontada con cierta frecuencia. Calcular también el par de torsión de apriete. Debido a las características del diseño, asuma un factor de seguridad de 3. Suponga que las cargas se distribuyen por igual en cada perno. Figura 8.24 Junta estructural atornillada Solución: La junta está sometida a varias fuerzas. La fuerza F eT = 15 kN actúa tratando de separar las partes, por lo tanto, ésta es la fuerza externa total. Las otras fuerzas (de 8 kN y 14 kN), que actúan paralelamente a la sección transversal de los pernos, producen cortante en éstos. Entonces, los pernos están sometidos a una combinación de tracción y cortante directo. Primero, se resolverá el problema teniendo en cuenta la fuerza externa total y después se calculará el factor de seguridad para los esfuerzos combinados. Para estimar el diámetro de los pernos, podemos utilizar la ecuación 8.56 (ó la 8.57). Con el diámetro seleccionado se hacen los cálculos y las verificaciones necesarias, y si después de esto se encuentra que el perno está sobredimensionado o no cumple los requisitos, se determina un nuevo diámetro (o se selecciona un nuevo material del perno) y se hacen nuevamente los cálculos. 1.5 in 4 in 14 kN 14 kN 8 kN 8 kN Acero estructural SAE 1020 laminado en caliente FeT = 15 kN FeT = 15 kN ½ in ½ in CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 31 Determinación de un diámetro de prueba: Aplicamos una de las ecuaciones para tracción inicial desconocida. Escogemos, por ejemplo, la ecuación 8.56: in. 4 / 3 para , ) in ( 6 3 / 2 1 < | | . | \ | = ÷ d S F A y e t (8.56 R ) La fuerza externa, F e , es igual a la relación entre la fuerza externa total y el número de pernos (ecuación 8.3): lbf. 1686 lbf 9.8066 2.2046 7500 kN 5 . 7 2 kN 15 = = = = = b eT e n F F Seleccionamos un perno de alta resistencia SAE grado 8. En la tabla 8.3 encontramos las propiedades para pernos con tamaños desde 1/4 in hasta 1 ½ in: S p = 120 ksi, S y = 130 ksi y S u = 150 ksi. Entonces, aplicando la ecuación 8.56: . in 1823 . 0 lbf/in 130000 in 1 lbf 1686 6 2 3 / 2 2 1 = | . | \ | × × = ÷ t A De la tabla 8.1 seleccionamos un perno unificado de rosca fina de diámetro d = 9/16 in, ya que el área de esfuerzo de éste es la más cercana, por encima, al área requerida. Los datos de interés son: d = 9/16 in, d r = 0.4903 in, A t = 0.2030 in 2 y A T = 13/16 in para la cabeza del perno. El diámetro escogido pertenece al rango dado para las propiedades tomadas de la tabla 8.3; además, el diámetro es menor de ¾ in, valor máximo para el cual se recomienda la ecuación 8.56. Nótese que el tamaño de perno escogido encaja adecuadamente en los espacios disponibles, que se muestran en la figura 8.24. Fuerza de apriete: Teniendo en cuenta que las cargas sobre la junta son estáticas y que la conexión es reutilizable, escogemos el menor valor de esfuerzo de apriete, dado por las ecuaciones 8.43 y 8.44: ksi. 90 ksi 120 75 0 75 0 = × = = . S . S p i La fuerza de apriete está dada por la ecuación 8.52: lbf. 18270 in 2030 . 0 psi 90000 2 = × = = t i i A S F Verificación de que no haya separación de partes: Para que no haya separación de partes, debe cumplirse la inecuación 8.53: 32 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS | | . | \ | + > b c c e sep i k k k F N F . (8.53 R ) Primero, calculamos las constantes elásticas del perno y de las partes a unir. Para el perno aplicamos la ecuación 8.34: lbf/in. 10 09 . 6 in 1 ) lbf/in 10 30 )( in 203 . 0 ( 6 2 6 2 × = × = = = L E A L E A k b t b b b Nótese que se ha utilizado el área de esfuerzo para A b , ya que los tornillos, por ser bastante cortos, están roscados en toda su longitud (véanse las ecuaciones para la longitud roscada de los pernos en la tabla 8.1). El módulo de elasticidad del material del perno (acero) se obtuvo de la tabla A-3.1. Para la junta calculamos la constante elástica con los dos procedimientos (ecuaciones 8.30 a 8.33) y escogemos el menor valor. Como la junta posee un solo material (acero), la combinación de las ecuaciones 8.30 y 8.31 es equivalente a la 8.22: . L E A k c c c = El área A c la obtenemos con los datos de la figura 8.24. El área de traslape (contacto entre placas a unir) es igual a (1.5 in)×(4 in) menos el área correspondiente a los dos agujeros. Esta área total se divide por dos, que es el número de pernos. Entonces, el área (real) es: . in 75 . 2 ) in 16 / 9 ( 4 2 ) in 4 )( in 5 . 1 ( 2 2 = ÷ = t c A La constante elástica de la junta es: . lbf/in 10 5 . 82 in 1 ) lbf/in 10 30 )( in 75 . 2 ( 6 2 6 2 × = × = = L E A k c c c Calculamos ahora k c con la ecuación 8.33, equivalente en este caso a la 8.28: , ) / ( m L d b c cm ae dE k = (8.28 R ) donde d = 9/16 in, E c = 30×10 6 psi, a = 0.7872 y b = 0.6287 (tabla 8.5), y L m = 1 in. Reemplazando se obtiene: lbf/in. 10 9 . 18 ) 7872 . 0 )( lbf/in 10 30 )( in 16 / 9 ( 6 in 1 / ) in 16 / 9 ( 6287 . 0 2 6 × = × = × e k cm Se toma el menor de los valores obtenidos (82.5×10 6 lbf/in y 18.9×10 6 lbf/in): k c = 18.9×10 6 lbf/in. Con estos valores podemos verificar que no ocurra separación de partes; de la ecuación 8.53: . 3 3 . 14 lbf/in 10 9 . 18 lbf/in 10 09 . 6 lbf/in 10 9 . 18 lbf 1686 lbf 18270 2 6 2 6 2 6 > = × × + × × = | | . | \ | + = c b c e i sep k k k F F N CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 33 Este factor de seguridad es suficientemente grande. La gran precarga sobre los pernos hace muy poco probable que se tengan problemas de separación de junta. Factor de seguridad de los pernos: Como las cargas son estáticas, podemos utilizar las ecuaciones 8.50 y 8.54: | | 8 . 14 lbf 1686 6.09 9 . 18 6.09 lbf 18270 ) in 203 . 0 )( psi 10 120 ( ) ( ) ( 2 3 = × + ÷ × = + ÷ = e b b c i t p F F k k k F A S N y, usando además la ecuación 8.55 , 4 577 . 0 ) 4 / ( 577 . 0 2 2 V d S d V S S S N r y r y s ys s t t = = = donde V es la fuerza cortante resultante al sumar vectorialmente la fuerza de 14 kN y la de 8 kN, y dividir por dos (número de pernos): lbf. 1812 N 8062 ) N 4000 ( ) N 7000 ( 2 2 = = + = V Entonces: . 8 . 7 lbf 1812 4 ) in 4903 . 0 )( psi 130000 ( 577 . 0 2 = × × = t s N Reemplazamos los factores de seguridad en la ecuación 8.51: . 3 9 . 6 8 . 7 1 8 . 14 1 1 1 2 / 1 2 2 2 / 1 2 2 > = ( ¸ ( ¸ + = ( ( ¸ ( ¸ + = ÷ ÷ s F N N N El factor de seguridad es mayor al admisible, entonces, el diseño es seguro. Sin embargo, como los factores de seguridad (por separación de partes y por resistencia) son mucho mayores que los permisibles, podría pensarse en reducir el diámetro del perno a ½ in (que es el siguiente a 9/16 in) o el grado del material. Con esto se reducirían los costos. Para verificar que no ocurra barrido de los filetes, conociendo la longitud de la tuerca, se verifica la condición correspondiente dada al final de la sección 8.2.4.1; es decir, para un perno con d s 1 in y de material igual al de la tuerca, L T > 0.5d garantizará que la resistencia al barrido sea mayor que la resistencia a tracción. 34 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8.3 TORNILLOS DE POTENCIA 8.3.1 Introducción Los tornillos de potencia, llamados también tornillos de transmisión, son dispositivos mecánicos que convierten un giro o desplazamiento angular en un desplazamiento rectilíneo, transmitiendo fuerza y potencia mecánica. Los tornillos de potencia se usan en dispositivos como prensas de mesa, gatos mecánicos, husillos o ejes de avance de tornos, máquinas herramientas y elementos elevadores (figuras 8.25 y 8.26). En la mayoría de sus aplicaciones, estos elementos se utilizan para “aumentar” las fuerzas o pares de torsión, lo cual se hace mediante una relación de movimiento, mayor de la unidad, en la que el filete recorre una gran distancia a lo largo de la hélice, mientras que el elemento movido avanza una pequeña cantidad a lo largo del eje del tornillo. (a) (b) Figura 8.25 Gatos mecánicos de tornillo Figura 8.26 Prensa manual de tornillo W Tornillo de potencia Mordaza móvil Mordaza fija Tuerca Cojinete Barra W CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 35 8.3.2 Tipos de roscas estándar para tornillos de potencia Existen algunos tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia: (a) cuadrada, (b) trapezoidal: rosca Acme y (c) diente de sierra, los cuales se muestran en la figura 8.27. Figura 8.27 Tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia Las variables de la figura son: p: paso de la rosca d: diámetro mayor del tornillo d m : diámetro medio del tornillo d r : diámetro menor o de raíz del tornillo De acuerdo con Budynas y Nisbett [2] , no es intensa la necesidad de un estándar para las roscas de tornillos de potencia. En la práctica, algunas veces se construyen variantes de éstas, por ejemplo, a veces la rosca cuadrada se construye con un ángulo entre flancos de 10°, con el fin de facilitar su manufactura. La ventaja principal de la rosca cuadrada es su mayor eficiencia (como se verá más adelante). Debido a su ángulo entre flancos, la rosca Acme tiene la ventaja de tener mayor facilidad de manufactura y la posibilidad de usar una tuerca partida que pueda usarse para compensar el desgaste en los filetes. La rosca Acme es una elección común [1] . La rosca de diente de sierra posee mayor resistencia en la raíz del filete y es adecuada para transmitir grandes fuerzas en un solo sentido (en el mostrado en la figura 8.27.c). p 0.163p 0.663p dr d dm Carga 45° 7° (a) Rosca cuadrada (b) Rosca trapezoidal o Acme (c) Rosca diente de sierra p p/2 p/2 dr d dm p p/2 p/2 dr d dm 29° 36 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS La tabla 8.7 presenta las dimensiones principales de las roscas Acme americana estándar. Tabla 8.7 Principales dimensiones de las roscas Acme americana estándar. Diámetro mayor d (in) Diámetro medio d m (in) Diámetro menor d r (in) Paso p (in) Hilos por pulgada Área de esfuerzo a tracción A t (in 2 ) 0.250 0.219 0.188 0.063 16 0.032 0.313 0.277 0.241 0.071 14 0.053 0.375 0.333 0.292 0.083 12 0.077 0.438 0.396 0.354 0.083 12 0.110 0.500 0.450 0.400 0.100 10 0.142 0.625 0.563 0.500 0.125 8 0.222 0.750 0.667 0.583 0.167 6 0.307 0.875 0.792 0.708 0.167 6 0.442 1.000 0.900 0.800 0.200 5 0.568 1.125 1.025 0.925 0.200 5 0.747 1.250 1.150 1.050 0.200 5 0.950 1.375 1.250 1.125 0.250 4 1.108 1.500 1.375 1.250 0.250 4 1.353 1.750 1.625 1.500 0.250 4 1.918 2.000 1.875 1.750 0.250 4 2.580 2.250 2.083 1.917 0.333 3 3.142 2.500 2.333 2.167 0.333 3 3.976 2.750 2.583 2.417 0.333 3 4.909 3.000 2.750 2.500 0.500 2 5.412 3.500 3.250 3.000 0.500 2 7.670 4.000 3.750 3.500 0.500 2 10.32 4.500 4.250 4.000 0.500 2 13.36 5.000 4.750 4.500 0.500 2 16.80 8.3.3 Par de giro Centremos nuestra atención en el gato de tornillo de la figura 8.25.a, el cual se usa para levantar un peso. Para accionar el gato se debe aplicar un par de torsión mediante una fuerza aplicada en la palanca; el par produce el giro del tornillo, el cual es convertido en un desplazamiento rectilíneo vertical que va acompañado de la fuerza axial necesaria para mover el peso. El par de torsión que se debe aplicar depende de la geometría del tornillo, de la fricción entre los filetes de éste y de la tuerca y, por supuesto, del peso de la carga. Cuando la carga se está elevando se tiene que efectuar un trabajo, igual al trabajo para elevar el peso más el trabajo requerido para vencer la fricción en los filetes (trabajo que se pierde en forma de calor). Cuando la carga se hace descender, el peso efectúa un trabajo positivo sobre el gato; el trabajo requerido para bajar la carga es igual al necesario para vencer la fricción menos el trabajo que efectúa el peso; si este último es mayor que el requerido para vencer la fricción, el tornillo descendería sólo sin necesidad de aplicar par de torsión. Para entender mejor esto, considere los casos mostrados en la figura 8.28, en los cuales una persona sube y baja una carga a lo largo de una superficie inclinada con fricción. En el caso (a) la componente del peso de la carga en la dirección del plano inclinado y la fuerza de fricción se oponen al movimiento; por lo tanto, el trabajo que efectúa la persona es igual a la suma del trabajo para subir la carga más el necesario para vencer la fricción. En el caso (b), la componente del peso en la dirección del plano actúa en la dirección del movimiento facilitando la tarea de hacer descender la carga; el trabajo que debe efectuar la persona es la resta entre el necesario para vencer la fricción y el aportado por el peso. Es posible que la carga descienda sola; esto ocurre si la componente del peso en la dirección del movimiento es mayor que CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 37 la fuerza de fricción (coeficiente de fricción suficientemente pequeño o ángulo de inclinación suficientemente grande). Algo similar ocurre con el tornillo como se explicó en el párrafo anterior. Figura 8.28 El trabajo efectuado para elevar una carga es mayor que el requerido para hacerla descender En el diseño de cualquier tornillo de potencia puede ser necesario calcular el par de torsión requerido para “subir” la carga, T s , y el par necesario para “bajarla”, T b . No importa qué aplicación sea o si el tornillo es horizontal o tiene otra inclinación; el par para “subir” será el que se requiere para mover el tornillo en dirección contraria a la de la fuerza (en el gato de tornillo, la fuerza actúa hacia abajo mientras que el movimiento es hacia arriba durante la elevación del peso). El par para bajar será el requerido cuando el movimiento tiene la misma dirección de la fuerza. Para aclarar esto considere la prensa de mesa de la figura 8.26. Cuando se está prensando una pieza, ésta ejerce una fuerza contraria al movimiento del tornillo; por lo tanto, el par de torsión a aplicar será T s . Cuando se está desapretando la pieza, el tornillo se mueve en la dirección de la fuerza; por lo tanto, el par requerido es menor y será T b . En esta sección se determinarán expresiones para calcular los pares de giro T s y T b . La figura 8.29 muestra un tornillo de potencia con su tuerca, con diámetro medio, d m , diámetro menor, d r , y diámetro mayor, d; paso, p, ángulo de avance, ì, y ángulo de hélice, ¢. Se produce un giro del tornillo mediante la aplicación del par T s (o T b ), con lo cual el tornillo sube (o baja) efectuándose un trabajo útil, que actúa sobre la fuerza F, y un trabajo de pérdidas debido a la acción de las fuerzas de fricción en los flancos de los filetes (figura 8.29.b). Las fuerzas que actúan en el sistema se distribuyen sobre los flancos del tornillo y de la tuerca, los cuales están inclinados un ángulo ì. Si “enderezáramos” el flanco del filete de la tuerca de la figura 8.29.a, obtendríamos una superficie cuyo perfil correspondería a las líneas inclinadas de los triángulos de la figura 8.30, donde N f es el número de filetes en contacto y l es el avance del tornillo, que en la mayoría de los casos es igual al paso (cuando el tornillo es de una sola entrada). Para tornillos de varias entradas el avance está dado por: . entradas de número p l × = (8.62) W Fn Ff W Fn Ff (a) (b) 38 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Figura 8.29 Tornillo de potencia con rosca cuadrada Figura 8.30 Fuerzas que actúan en el filete de la tuerca de una transmisión de tornillo de potencia Analicemos las fuerzas de la figura 8.30.a. La fuerza F es la fuerza que actúa sobre el tornillo y es vertical; la fuerza P s es la debida al par de torsión; nótese que al aplicar un par al tornillo, se generan fuerzas a lo largo del flanco del filete, cuya resultante es igual a cero (pero no el par); al analizar el filete “enderezado”, la suma de esas fuerzas es P s . En el flanco aparecen dos reacciones, la fuerza normal F n y p: paso d: diámetro mayor dr: diámetro menor dm: diámetro medio ì: ángulo de avance ¢: ángulo de hélice F: fuerza axial de compresión Ts: par requerido para subir Tb: par requerido para bajar Ts Tb (b) Al aplicar el par para subir la carga, Ts (o el par para bajar la carga, Tb) se generan unas fuerzas de fricción en los flancos, que se oponen al movimiento de rotación dm d dr F/2 F/2 Tuerca F p Ts Tb ¢ ì (a) (a) Fuerzas en los filetes, al subir la carga (b) Fuerzas en los filetes, al bajar la carga Nf l ì F Fn µ Fn Ps Nf tdm ì F Fn µ Fn Pb Nf tdm Nf l CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 39 la fuerza de fricción µF n , la cual se opone al movimiento (se opone a la fuerza P s ). Nótese que la sumatoria de fuerzas de fricción en la tuerca (no enderezada) es igual a cero, quedando un par resultante debido a la fricción. Si el sistema está en equilibrio, es decir si se mueve a velocidad constante (o si la aceleración es despreciable), la sumatoria de fuerzas horizontales y la sumatoria de fuerzas verticales son iguales a cero: Para elevar la carga 0 sen cos ; 0 = ÷ ÷ = ÷ + ¿ ì ì µ n n s H F F P F , (8.63) 0 sen cos ; 0 = ÷ ÷ = | + ¿ ì µ ì n n V F F F F . (8.64) Para eliminar la fuerza normal F n , se despeja de la ecuación 8.63 y se reemplaza en la 8.64: . cos sen entonces , ) cos sen ( ì µ ì ì µ ì + = = + s n s n P F P F (8.65) | | , 0 sen cos cos sen = ÷ ÷ + F P s ì µ ì ì µ ì (8.66) de donde: . sen cos cos sen ì µ ì ì µ ì ÷ + = F P s (8.67) Dividiendo por così todos los términos del numerador y del denominador se obtiene: . tan 1 tan ì µ µ ì ÷ + = F P s (8.68) La fuerza P s es la debida al par T s , entonces T s = P s ×(d m /2), (8.69) ya que el radio medio de los flancos que hemos “enderezado” es igual a la mitad del diámetro medio. De las dos últimas ecuaciones se obtiene que: . tan 1 tan 2 ì µ µ ì ÷ + = m s d F T (8.70) También se puede obtener una expresión para el par de torsión para subir, T s , en función de la fuerza F, el diámetro medio y el avance del tornillo. De acuerdo con la figura 8.30: m d l t ì = tan . (8.71) 40 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Reemplazando ésta en la ecuación 8.70: , 2 1 2 m m m m m m m m s πd l d πd d l d F πd l πd l d F T µ t µt µ µ ÷ + = ÷ + = (8.72) entonces . 2 l d d l d F T m m m s µ t µt ÷ + = (8.73) Con la ecuación 8.70 o la 8.73 se determina el par de torsión requerido para subir. Para bajar la carga Un análisis similar puede hacerse para el caso en el cual la carga se “baja”. Tomando el diagrama de cuerpo libre de la figura 8.30.b y planteando las ecuaciones de equilibrio se puede obtener la siguiente expresión. Se propone al estudiante deducir esta ecuación. . 1 tan tan 2 + ÷ = + ÷ = ì µ ì µ µ t µt l d l d d F T m m m b (8.74) Las ecuaciones anteriores son válidas para rosca cuadrada. Un caso más general es el de una rosca trapezoidal con un ángulo entre flancos 2o F (las roscas Acme tienen un ángulo entre flancos de 29°, tal como se muestra en la figura 8.27.b). A continuación se dan las ecuaciones para rosca trapezoidal: . cos tan 1 cos tan 2 cos cos 2 F F m F m F m m s d F l πd πd l d F T o ì µ o µ ì o µ o µ ÷ + = ÷ + = (8.75) . cos tan 1 tan cos 2 cos cos 2 F F m F m F m m b d F l πd l πd d F T o ì µ ì o µ o µ o µ + ÷ = + ÷ = (8.76) Estas ecuaciones pueden utilizarse tanto para roscas trapezoidales como para roscas cuadradas. Para rosca Acme o F = 14.5° y para rosca cuadrada o F = 0. 8.3.4 Autoaseguramiento De la ecuación 8.75 se puede concluir que el par para subir la carga es siempre positivo; esto no ocurre con el par para bajarla. Por ejemplo, de la ecuación 8.76 se concluye que si µ/coso F < tanì (o si µtd m /coso F < l), T b es menor que cero; esto significa que la carga descenderá por si sola, a menos que se aplique un par T b (dado por la ecuación) que se oponga a este movimiento. Cuando µ/coso F > tanì (o CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 41 µtd m /coso F > l), el tornillo no girará solo y la carga permanecerá en su sitio; cuando esta condición se cumple se dice que el tornillo es autoasegurante: - Cuando T b > 0, el tornillo es autoasegurante (se requiere un par para hacer descender la carga). - Cuando T b s 0, el tornillo no es autoasegurante (la carga desciende por si sola, a menos que se ejerza un par que se oponga al movimiento). Del análisis de la ecuación 8.76, podemos afirmar que el tornillo es autoasegurante si: µ > tanì coso F . (8.77) Para rosca Acme o F = 14.5° y para rosca cuadrada o F = 0. Se aclara que las ecuaciones para el cálculo de los pares y la condición de autoaseguramiento asumen una condición de carga estática. En caso de vibración o carga dinámica, la última inecuación no garantiza que el tornillo sea autoasegurante; además, el par requerido para hacer descender la carga es menor. Analicemos qué pasa con la eficiencia (sección 8.3.5) y la condición de autoaseguramiento de los tornillos. En la figura 8.31 se observa que el ángulo de inclinación del flanco aumenta la fuerza normal en éste. Si o F = 0 (rosca cuadrada) la fuerza normal que actuaría sería aproximadamente F n ’, pero en las roscas trapezoidales la fuerza normal es mayor (F n > F n ’), lo cual hace que la fuerza de fricción también sea mayor. Además, si la fricción es mayor, también lo serán los pares T s y T b . Podemos concluir que una rosca Acme es menos eficiente que una rosca cuadrada. Se puede mencionar también que como la fricción aumenta con el ángulo del flanco, las roscas trapezoidales pueden ser autoasegurantes con valores menores del coeficiente de fricción. Esto se puede deducir de la inecuación 8.77. 8.3.5 Eficiencia mecánica Parte del trabajo realizado en una transmisión de tornillo de potencia se entrega al sistema que se está accionando, pero la otra se pierde en forma de calor, debido a la fricción en los flancos. La eficiencia mecánica de un tornillo de potencia se define igual que en otros sistemas. El trabajo que entra al sistema, debido al par aplicado, es igual al trabajo que sale (el que recibe la máquina accionada), más el trabajo de pérdidas debido a la fuerza de fricción: pérdidas sale entra U U U + = . (8.78) La eficiencia, e, se define como: . 1 s = entra sale U U e (8.79) Para hacer la deducción de una ecuación apropiada para la eficiencia, calcularemos los trabajos para una vuelta del tornillo. El trabajo efectuado por el par de torsión es igual a éste por el ángulo de giro producido (una vuelta), entonces: Figura 8.31 Fuerza normal en los flancos de una rosca trapezoidal oF Fn’ Fn ~ Fn’/cosoF 42 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS . 2 s entra T U t = (8.80) El trabajo que sale es el de la elevación de la carga: . Fl U sale = (8.81) Reemplazando estas dos expresiones en la ecuación 8.79, tenemos que: . 2 s T Fl e t = (8.82) Al reemplazar en ésta la ecuación 8.75 se obtiene: . cos tan cos tan 1 2 2 F F m d F Fl e o µ ì o ì µ t + ÷ = (8.83) Simplificando, y teniendo en cuenta que: ì t tan = m d l , (8.71 R ) obtenemos: . cos tan cos tan 1 tan F F e o µ ì o ì µ ì + ÷ = (8.84) La ecuación anterior y la 8.82 dan la eficiencia del tornillo. Si el estudiante reemplaza algunos valores de o F en la ecuación anterior se dará cuenta que a mayor ángulo o F , menor será la eficiencia (conclusión a la que se había llegado en la sección 8.3.4), entonces, una rosca Acme es menos eficiente que una rosca cuadrada, aunque es de más fácil manufactura. La ecuación 8.84 permite también analizar los ángulos de avance que producen mayores eficiencias; Norton [1] hace un análisis extenso sobre esto; se concluye que para roscas Acme (o F = 14.5°), las mayores eficiencias se logran para ángulos de avance, ì, cercanos a 40°. Las roscas Acme tienen ángulos del orden de 2° a 5°, para los cuales se obtienen eficiencias del orden del 18% al 36%, si el coeficiente de fricción es de 0.15. 6 8.3.6 Cojinete de empuje En ocasiones el par de giro necesario para subir (o bajar) la carga es aumentado cuando es necesario vencer la fricción en un cojinete de empuje, el cual es formado por dos superficies, una “estacionaria” y otra rotatoria. La figura 8.32 muestra un gato de tornillo para la elevación de una carga, la cual está en contacto con la cabeza giratoria del tornillo, por lo que aparecerán fuerzas de fricción que se oponen al movimiento. La fuerza de fricción puede expresarse como: 6 Se logran eficiencias mucho mayores con tornillos de bolas, los cuales poseen un tren de balines que ruedan sobre el tornillo y la tuerca. Como la fricción es rodante, las pérdidas son mínimas. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 43 , F F F c nc c f µ µ = = (8.85) donde F es el peso de la carga a elevar (fuerza que se opone al movimiento), el cual actúa normal a la superficie de fricción (F nc = F), y µ c es el coeficiente de fricción del cojinete. Figura 8.32 Cojinetes de empuje en un gato de tornillo Como puede observarse en la figura 8.32, las fuerzas de fricción producen un par resistente, T c , que puede calcularse, para cojinetes pequeños, aproximadamente por: , 2 2 c c c f c d F d F T µ = = (8.86) donde d c es el diámetro medio del cojinete, dado por (véase la figura 8.32): . 2 cmin cmax c d d d + = (8.87) Nótese que se está asumiendo que las fuerzas de fricción están concentradas en la circunferencia media de la zona de contacto, lo cual es aceptable para cojinetes pequeños. Teniendo en cuenta que el par resistente en el cojinete es una carga adicional en el sistema, se puede expresar el par total necesario para elevar la carga, T s ’, y el par necesario para bajarla, T b ’, así: Para subir la carga: . ' c s s T T T + = (8.88) Para bajar la carga: . ' c b b T T T + = (8.89) Aun si T b es negativo (el tornillo no es autoasegurante), T b ’ podría ser positivo si T c es mayor que ,T b ,, y la carga no descenderá gracias al cojinete. dc La carga no gira Cabeza giratoria Fricción dc Cabeza giratoria Fricción La carga no gira Zona de contacto: se generan fuerzas de fricción que se oponen al movimiento Ts Cdc Cdcmax Cdcmin 44 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS El coeficiente de fricción para cojinetes planos lubricados, como los de la figura 8.32, (al igual que para roscas lubricadas) está en el rango [9, citado en 1] : . 2 . 0 1 . 0 s s c µ (8.90) Los tornillos de potencia pueden usar también cojinetes de contacto rodante, para los cuales [1] : . 02 . 0 01 . 0 s s c µ (8.91) 8.3.7 Solicitaciones de carga en los tornillos de potencia Debido a la complejidad geométrica y a la forma en que se transmiten las cargas en los tornillos de potencia, éstos están expuestos a diferentes tipos de falla (figura 8.33). - El núcleo está sometido a una combinación de carga axial y torsión. - Los filetes del tornillo y de la tuerca pueden fallar por cortante o por flexión. - Los flancos de los filetes están sometidos a aplastamiento, el cual puede producir deformación plástica. - Los flancos están sujetos a fuerzas de fricción que pueden producir desgaste prematuro. A continuación se analizan las cargas y los esfuerzos en los tornillos. Carga axial y torsión en el núcleo El núcleo del tornillo está sometido a una combinación de carga axial y torsión, tal como se muestra en la figura 8.33.a. La fuerza axial puede ser de tracción o de compresión dependiendo de la forma en que opere el tornillo; por ejemplo, los tornillos de los gatos de la figura 8.25.a y b soportan compresión y tracción respectivamente. Teóricamente, y sin tener en cuenta la concentración de esfuerzos causada por la hélice del filete, el esfuerzo debido a la fuerza axial, S t , se distribuye uniformemente y está dado por: , t t A F S ± = (8.92) donde F es la carga axial, el signo “+” se toma cuando la carga es de tracción y el signo “–” cuando la carga es de compresión. A t es el área de esfuerzo a tracción, la cual, de acuerdo con datos experimentales, puede calcularse como (compárese con la ecuación 8.2 para pernos) 7 : . 2 4 2 | . | \ | + = r m t d d A t (8.93) Para tornillos sometidos a compresión, la ecuación 8.92 es válida si no hay posibilidad de pandeo, es decir, si el tornillo no es “esbelto”. Para el cálculo del esfuerzo cortante producido por el par de torsión, se asume que el área del núcleo es igual a la de un círculo con diámetro igual al diámetro interior del tornillo, d r ; el esfuerzo cortante máximo ocurre en la periferia de la sección y está dado por: 7 De acuerdo con Budynas y Nisbett [2] , A t se calcula como (t/4)d r 2 (en ausencia de efecto de columna). Esta expresión es más conservadora. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 45 . ' 16 3 r s sT d T S t = (8.94) Figura 8.33 Solicitaciones en los tornillos de potencia. (a) En el núcleo del tornillo (sección A-A) se presenta una combinación de carga axial y torsión, debido a la fuerza F que debe soportar y al par de torsión requerido para su accionamiento. (b) El área de contacto de los flancos, tanto del tornillo como de la tuerca, está sometida a una fuerza de aplastamiento. (c y d) Las raíces de los filetes, tanto del tornillo como de la tuerca, están sometidas a fuerzas cortantes y momentos flectores El esfuerzo se calcula con el par de torsión máximo en el tornillo, es decir, T s ’. Considerando estas dos solicitaciones, el estado de esfuerzo en el punto crítico es el mostrado en la figura 8.34. Si el material del tornillo es dúctil se puede utilizar la teoría del esfuerzo cortante máximo o la del esfuerzo cortante octaédrico/von Mises, las cuales están dadas por: , 1 2 2 2 | | . | \ | + | | . | \ | = ys sT y t S S S S N (8.95) F/2 F/2 F T A A (a) Tornillo de potencia (c) Barrido de los filetes por cortante F (b) Aplastamiento. Los flancos del tornillo y de la tuerca soportan una carga de aplastamiento (d) Esfuerzos normales por flexión M Esfuerzos en la tuerca Esfuerzos en el tornillo M F F Posible falla de la tuerca Posible falla del tornillo 46 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde: - S ys = 0.5S y , para la TECM - S ys = 0.577S y , para la TECO/von Mises Figura 8.34 Estado de esfuerzo del punto crítico del núcleo del tornillo Cortante en los filetes En la sección 8.2.4.1 se estudió la solicitación a cortante de los filetes de los pernos. En los tornillos de potencia ocurre esencialmente lo mismo, así que no nos detendremos en el mismo análisis efectuado allí, pero plantearemos las ecuaciones necesarias. Los filetes del tornillo y de la tuerca pueden fallar por cortante, produciéndose el barrido de éstos, tal como se muestra en la figura 8.33.c. Según Norton [1] , el esfuerzo máximo por cortante puede calcularse como el esfuerzo promedio, que es igual a la fuerza total que se transmite del tornillo a la tuerca, F, dividida por el área total de la raíz del filete, A ba . Por otro lado, Budynas y Nisbett [2] consideran el filete como una viga en voladizo y, consecuentemente (según las ecuaciones 2.31 o 2.29 del capítulo 2), el esfuerzo cortante máximo sería 1.5 veces el esfuerzo promedio. Adoptando el método más conservador: . 2 3 ba sba A F S = (8.96) El área A ba está dada por las ecuaciones estudiadas para el caso de pernos de unión (véanse la figura 8.22 y las ecuaciones 8.39 y 8.40). Entonces , 1 donde , ) ( p L n n p W d A T f f i r ba s s =t para el tornillo, y (8.97) , 1 donde , ) ( p L n n p W d A T f f o ba s s =t para la tuerca, (8.98) donde W i y W o son constantes que dependen del tipo de rosca (cuadrada, Acme, diente de sierra) y se dan en la tabla 8.6 (repetida a continuación). Como se discutió anteriormente, n f tiene en cuenta que el esfuerzo no se distribuye uniformemente en todos los filetes debido a errores de manufactura. Por lo tanto, tal como se estudió para el caso de pernos (ecuaciones 8.37 y 8.38), n f es menor o igual que el número de filetes del tornillo en contacto con la tuerca, N f : , 1 p L N n T f f = s s (8.99) SsT SsT St St CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 47 donde L T es la longitud de la tuerca (figura 8.35). Se recomienda tomar valores de n f más cercanos a 1 que a N f [1] , y aún más cercanos a 1 en la medida en que se prevean mayores imperfecciones en la elaboración del tornillo y de la tuerca, y cuando se esté trabajando con materiales frágiles, ya que éstos poseen una menor capacidad de deformación para compensar las imperfecciones. Por otro lado, algunos experimentos indican que el primer filete en contacto soporta 38% de la fuerza, el segundo 25%, el tercero 18%,…, el séptimo 0% [2] . De acuerdo con esto: En general p L n T f / 1 s s ; según los datos de arriba . 63 . 2 = f n (8.100) Tabla 8.6 R Coeficientes W i y W o para roscas estándar. Tipo de filete W i W o UNS/ISO 0.80 0.88 Cuadrada 0.50 0.50 Acme 0.77 0.63 Diente de sierra 0.90 0.83 Figura 8.35 Ejemplo de una tuerca con Nf = 2.7 filetes Los esfuerzos cortantes en los filetes de la tuerca y del tornillo no deben sobrepasar los valores permisibles o de diseño: . ba ys sba N S S s (8.101) Flexión en los filetes Como se observa en la figura 8.33.b, los filetes actúan como vigas en voladizo soportando una carga transversal distribuida. Consecuentemente, éstos pueden fallar por flexión. El máximo esfuerzo normal por flexión, para el tornillo, puede calcularse como: , ) )( ( 12 1 2 2 3 p W n d p W h F I Mc S i f r i flex flex t | . | \ | | . | \ | = = (8.102) entonces, . 1 donde , ) ( 3 2 p L n p W n d Fh S T f i f r flex s s = t (8.103) LT = 2.7p p p p 0.7p 48 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Similarmente, para la tuerca: . 1 donde , ) ( 3 2 p L n p W dn Fh S T f o f flex s s = t (8.104) Los esfuerzos normales en los filetes de la tuerca y del tornillo no deben sobrepasar los valores permisibles o de diseño: . flex y flex N S S s (8.105) Aplastamiento Los flancos de los filetes del tornillo y de la tuerca soportan una carga de aplastamiento (compresión) a lo largo y ancho de toda la superficie de contacto, debido a que la fuerza F es transmitida del tornillo a la tuerca a través de los flancos (figura 8.33.b). La carga puede producir deformación plástica si el esfuerzo normal de compresión excede la resistencia de fluencia en compresión. Suponiendo que el esfuerzo se distribuye uniformemente en toda la superficie, éste puede calcularse como: , ap ap A F S = (8.106) donde A ap es el área sometida a aplastamiento, la cual puede determinarse como (véase la figura 8.36): , 1 donde , p L n hn d A T f f m ap s s =t (8.107) donde h es la altura de trabajo del filete, dada en la tabla 8.8 para las roscas normalizadas. Figura 8.36 Área de un filete de tornillo sometida a aplastamiento Tabla 8.8 Altura de trabajo del filete de roscas estándar. Tipo de filete h Cuadrada p/2 Acme p/2 Diente de sierra 0.663p Para el aplastamiento, debe verificarse que el esfuerzo (que es igual para el tornillo y para la tuerca) no sobrepase los valores permisibles o de diseño de los materiales del tornillo y de la tuerca: dm/2 h Aap = tdmh CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 49 . ap yc ap d ap N S S S = s ÷ (8.108) Desgaste La fuerza de aplastamiento es una fuerza normal a la superficie en la cual actúa y genera la fuerza de fricción al producirse el giro del tornillo. Como la fuerza de fricción es directamente proporcional a la fuerza de aplastamiento, debe evitarse que ésta supere un valor que produzca un desgaste prematuro de los filetes. Dobrovoslki [8] propone trabajar con los siguientes esfuerzos permisibles: bronce) de y tuerca acero de (tornillo MPa 20 a 12 ~ = ÷ ap yc ap d N S S / (8.109) fundido) hierro de y tuerca acero de (tornillo MPa 0 8 Los valores anteriores son sólo una guía, ya que las resistencias de las fundiciones de hierro y de las aleaciones de bronce varían en un rango muy amplio. Por ejemplo, según la tabla A-3.6 del apéndice 3, para las aleaciones de cobre 70 MPa s S y s 435 MPa. Por otro lado, es importante anotar que estas recomendaciones de Dobrovoslki [8] parecen estar basadas en la asunción de que n f = N f , aunque se sabe que en la práctica la carga no se distribuye uniformemente en todos los filetes. Al seleccionar S d-ap , asegúrese de que éste sea mucho menor que S yc . Longitud de tuerca (L T ) La longitud de la tuerca tiende a incidir en las magnitudes de los esfuerzos cortantes, por flexión y por aplastamiento en los filetes, y debe ser tal que éstos no fallen por estas tres solicitaciones. De acuerdo con Norton [1] , para tuerca y tornillo del mismo material: L T > 0.5d, para roscas Acme con d s 1 in, y (8.110) L T > 0.6d, para roscas Acme con d > 1 in. (8.111) Figura 8.37 Diámetro mayor, d, y longitud, LT, de una tuerca Con estos valores (si la tuerca y el tornillo son del mismo material) la resistencia al cortante superará la resistencia a la carga axial en tracción [1] . Entonces, no habría necesidad de usar la ecuación 8.101. d LT 50 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Resistencia a la fatiga La resistencia a la fatiga puede evaluarse usando el método von Mises para esfuerzo multiaxial simple, estudiado en la sección 5.12 del capítulo 5. Para el tornillo, los esfuerzos nominales máximos en el punto indicado en la figura 8.38 son: . ' 16 , 0 , 0 , , 0 , ) ( 3 3 2 r s sT sYZ ZX s sXY t ZZ YY i f r flex XX d T S S S S A F S S p W n d Fh S S t t = = = = ± = = ± = ± = (8.112) Figura 8.38 Estado de esfuerzo en la raíz del filete Los signos en las ecuaciones se toman dependiendo de los efectos de la fuerza F, la cual puede ser de compresión o tracción, y del momento M sobre el punto de análisis. Las componentes medias y alternativas de los esfuerzos diferentes de cero de la ecuación 8.112 son: , ' 16 , , ) ( 3 3 2 r sm sYZm t m ZZm i f r m XXm d T S A F S p W n d h F S t t = ± = ± = (8.113) , ' 16 , , ) ( 3 3 2 r sa sYZa t a ZZa i f r a XXa d T S A F S p W n d h F S t t = ± = ± = (8.114) donde F m y F a son la fuerza axial media y alternativa, respectivamente, y T sm ' y T sa ' son el par de torsión medio y alternativo, respectivamente, sobre el tornillo. Como se mencionó en la sección 5.12 (capítulo 5), cada uno de estos esfuerzos debe multiplicarse por el correspondiente factor de concentración de esfuerzos por fatiga: , , , ) ( ) ( ) ( sYZm T fm YZm ZZm F fm ZZm XXm M fm XXm S K S K S K = = = t o o (8.115) , , , ) ( ) ( ) ( sYZa T ff YZa ZZa F ff ZZa XXa M ff XXa S K S K S K = = = t o o (8.116) donde K fm y K ff son el factor de concentración de fatiga al esfuerzo medio y el factor de concentración de esfuerzos por fatiga para vida finita, respectivamente, y los subíndices (M), (F) y (T) para los factores K fm y K ff indican que éstos corresponden a flexión, carga axial y torsión, respectivamente. Sflex St SsT x z y CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 51 Los esfuerzos en las ecuaciones 8.115 y 8.116 se reemplazan en las ecuaciones 5.82 y 5.83 (capítulo 5). Como o YY = t XY = t ZX = 0, se obtiene: , 3 2 2 2 m Z Y ZZm XXm m ZZ XXm me t o o o o o + ÷ + = (8.117) . 3 2 2 2 Za Y ZZa XXa ZZa a XX ae t o o o o o + ÷ + = (8.118) Estos esfuerzos equivalentes se sustituyen en la ecuación de fatiga adecuada (5.86, 5.87 ó 5.88). Por ejemplo, si el tornillo es dúctil y se usa la aproximación Goodman modificada: , 1 usar si ; 1 y maxe y maxe n ae u me S σ N N S σ S S N = > + = o o (8.119 / 5.87 R ) donde o maxe es el esfuerzo máximo equivalente de von Mises calculado sin tener en cuenta el efecto de concentración de esfuerzos. Es decir: , 3 2 2 2 Z Y s ZZ XX ZZ XX maxe S S S S S + ÷ + = o (8.120) donde los esfuerzos S XX , S ZZ y S sYZ están dados por la ecuación 8.112. Es de anotar que si el tornillo es frágil, es indispensable verificar el factor de seguridad del punto crítico mostrado en la figura 8.38, independientemente de si se quiere o no hacer análisis por fatiga. Si la tuerca es frágil, debe procederse de manera similar. 8.3.8 Un procedimiento de diseño Como son varios los tipos de falla que pueden ocurrir en los tornillos de potencia y las tuercas, el diseñador puede tomar diferentes caminos en el diseño. Probablemente durante el proceso sea necesario hacer iteraciones para que el diseño sea “óptimo”. A continuación se proponen unos pasos que pueden seguirse en el diseño de sistemas de tornillos de potencia.  Determinar el diámetro medio del tornillo con base en una adecuada resistencia al desgaste, con lo cual se garantizaría también la resistencia al aplastamiento: El esfuerzo de aplastamiento está dado por las ecuaciones 8.106 y 8.107. Asumiendo que n f = N f , se obtiene . / p hL d F hN d F S T m f m ap t t = = (8.121) Definiendo , ¢ = m T d L (8.122) se obtiene: , 2 ¢ t h d Fp S m ap = (8.123) 52 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS de donde, reemplazando S ap por el esfuerzo de diseño, . ¢ th S Fp d ap d m ÷ > (8.124) Si la rosca es cuadrada o Acme, para las cuales h = p/2 (tabla 8.8), la ecuación 8.124 se puede expresar como: , 2 ap d m S F d ÷ > t¢ (8.125) donde S d-ap se define con base en los valores dados en la ecuación 8.109, recomendada por Dobrovoslki [8] , y ¢ se puede tomar de la siguiente manera: pieza) una de (tuerca 2.5 a 8 . 1 = ¢ (8.126) partida) (tuerca 3.5 a 5 . 2 Tomar valores cercanos a los inferiores cuando la tuerca y el tornillo son del mismo material, y valores más grandes cuando el material de la tuerca sea menos resistente que el del tornillo. Estos valores de ¢ están basados en recomendaciones de Dobrovoslki [8] y Norton [1] .  Verificación de la resistencia del núcleo, sometido a carga axial más torsión (ecuación 8.95).  Verificación de la resistencia al barrido de los filetes del tornillo y de la tuerca (ecuación 8.101). Como se dijo anteriormente, si la tuerca y el tornillo son del mismo material y L T > 0.5d para d s 1 in ó L T > 0.6d para d > 1 in, la resistencia al cortante superará la resistencia a la carga de tracción; por lo tanto, no sería necesaria esta verificación.  Verificación de la resistencia de los filetes del tornillo y de la tuerca a los esfuerzos por flexión (ecuación 8.105).  Verificación de la resistencia a la fatiga del tornillo y de la tuerca.  Verificación de que el tornillo sea autoasegurante, es decir, que µ > tanì coso F (o que T b ’ > 0, en el caso de que se tenga un cojinete de empuje). Cuando se requiera que el tornillo sea no autoasegurante deberá verificarse la condición contraria. Es de anotar que es conveniente que la condición respectiva se cumpla con un margen relativamente amplio, ya que el valor del coeficiente de fricción (al igual que los de otras variables) se conoce con cierta incertidumbre.  Cálculo de la eficiencia (ecuación 8.82 ó 8.84), ya que puede necesitarse para el cálculo de la potencia requerida para accionar el tornillo. Es de anotar que estas ecuaciones no tienen en cuenta las pérdidas en el cojinete de empuje ni en otros elementos de la transmisión. La eficiencia correspondiente al sistema tornillo-cojinete está dada por . ' 2 ' s T Fl e t > (8.127) CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 53 8.3.9 Resumen sobre tornillos de potencia (sección 8.3) Los tornillos de potencia, de transmisión o de fuerza son dispositivos mecánicos que convierten un giro o movimiento angular en un desplazamiento rectilíneo, transmitiendo fuerza o potencia mecánica. Son utilizados en gatos mecánicos, dispositivos de elevación, prensas, etc.. Existen tres tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia, la cuadrada, la Acme y la de diente de sierra. Al comparar las dos primeras, podemos mencionar que la rosca cuadrada es más eficiente y que la rosca Acme es de más fácil manufactura y compensa el desgaste de los filetes cuando se utilizan tuercas partidas. La rosca de diente de sierra tiene una mayor capacidad de carga debido a su mayor área de raíz y sólo transmite carga en una dirección. ALGUNAS CARACTERÍSTICAS DE LOS TORNILLOS p l × = entradas de número m d l t ì = tan PARES DE GIRO Par para subir: . ' c s s T T T + = Par para bajar: . ' c b b T T T + = . 2 c c c d F T µ = . 2 cmin cmax c d d d + = . cos tan 1 cos tan 2 cos cos 2 F F m F m F m m s d F l d d l d F T o ì µ o µ ì o µ t o µt ÷ + = ÷ + = . cos tan 1 tan cos 2 cos cos 2 F F m F m F m m b d F l d l d d F T o ì µ ì o µ o µ t o µt + ÷ = + ÷ = Para cojinetes de contacto deslizante lubricados: . 2 . 0 1 . 0 s s c µ Para cojinetes de contacto rodante: . 02 . 0 01 . 0 s s c µ AUTOASEGURAMIENTO Condición de autoaseguramiento (carga estática): T b > 0 ó µ > tanì coso F . Condición de autoaseguramiento (carga estática), teniendo en cuenta el cojinete de empuje: T b ’ > 0 EFICIENCIA Eficiencia del tornillo Eficiencia del conjunto tornillo-cojinete de empuje s T Fl e t 2 = o . cos tan cos tan 1 tan F F e o µ ì o ì µ ì + ÷ = . ' 2 ' s T Fl e t = 54 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS RESISTENCIA DE LOS TORNILLOS Y TUERCAS Carga axial y torsión en el núcleo , 1 2 2 2 | | . | \ | + | | . | \ | = ys sT y t S S S S N donde 3 ' 16 r s sT d T S t = y , t t A F S ± = donde . 2 4 2 | . | \ | + = r m t d d A t Cortante en los filetes de las roscas . ba ys sba N S S s . 2 3 ba sba A F S = Para el tornillo: . ) ( f i r ba n p W d A t = Para la tuerca: , ) ( f o ba n p W d A t = con p L N n T f f = s s 1 Si el tornillo y la tuerca son del mismo material, la resistencia al cortante de los filetes se garantiza con: L T > 0.5d, para roscas Acme con d s 1 in, y L T > 0.6d, para roscas Acme con d > 1 in. Flexión en los filetes de las roscas . flex y flex N S S s Para el tornillo: . ) ( 3 2 p W n d Fh S i f r flex t = Para la tuerca: , ) ( 3 2 p W dn Fh S o f flex t = con p L N n T f f = s s 1 Aplastamiento . ap yc ap d ap N S S S = s ÷ , ap ap A F S = donde f m ap hn d A t = , donde p L N n T f f = s s 1 y h se lee de la tabla 8.8 Fatiga Usar el método von Mises para esfuerzo multiaxial simple (sección 5.12 del capítulo 5). Para el tornillo, tomar: . ' 16 , 0 , 0 , , 0 , ) ( 3 3 2 r s sT sYZ ZX s sXY t ZZ YY i f r flex XX d T S S S S A F S S p W n d Fh S S t t = = = = ± = = ± = ± = , ' 16 , , ) ( 3 3 2 r sm sYZm t m ZZm i f r m XXm d T S A F S p W n d h F S t t = ± = ± = . ' 16 , , ) ( 3 3 2 r sa sYZa t a ZZa i f r a XXa d T S A F S p W n d h F S t t = ± = ± = , , , ) ( ) ( ) ( sYZm T fm YZm ZZm F fm ZZm XXm M fm XXm S K S K S K = = = t o o . , , ) ( ) ( ) ( sYZa T ff YZa ZZa F ff ZZa XXa M ff XXa S K S K S K = = = t o o , 3 2 2 2 m Z Y ZZm XXm m ZZ XXm me t o o o o o + ÷ + = . 3 2 2 2 Za Y ZZa XXa ZZa a XX ae t o o o o o + ÷ + = Usar una ecuación de fatiga adecuada para el material (5.86, 5.87 ó 5.88 del capítulo 5). Por ejemplo, si el tornillo es dúctil y se usa la aproximación Goodman modificada: , 1 usar si ; 1 y maxe y maxe n ae u me S σ N N S σ S S N = > + = o o donde . 3 2 2 2 Z Y s ZZ XX ZZ XX maxe S S S S S + ÷ + = o CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 55 Desgaste ap yc ap d N S S / = ÷ ~ (12 a 20) MPa, para tornillo de acero y tuerca de bronce, y ap yc ap d N S S / = ÷ ~ 80 MPa, para tornillo de acero y tuerca de hierro fundido Diámetro de prueba con base en la resistencia al desgaste . ¢ th S Fp d ap d m ÷ > Si la rosca es cuadrada o Acme: , 2 ap d m S F d ÷ > t¢ donde ¢ = m T d L = 1.8 a 2.5 para tuercas de una pieza, o ¢ = m T d L = 2.5 a 3.5 para tuercas partidas Datos Para rosca Acme: o F = 14.5° y para rosca cuadrada: o F = 0 EJEMPLO 8.2 Se requiere diseñar un tornillo Acme de acero, con S y = 400 MPa, S u = 600 MPa y una dureza menor de 200 HB, para accionar la prensa manual de 10 kN de la figura 8.39. Con el volante se hace girar el tornillo para hacer descender la placa de acero y efectuar el prensado contra la placa base. La tuerca de bronce, con S y = 69 MPa, está unida a una viga en “I” de acero ASTM A36. La parte inferior del tornillo está provista de un cojinete de empuje cuyo diámetro medio, d c , es igual a l.5 veces el diámetro medio del tornillo. Asuma que el coeficiente de fricción en el cojinete axial y en el contacto entre los filetes del tornillo y de la tuerca es de µ c = µ = 0.15. Para la verificación de la resistencia a la fatiga, tener en cuenta que el tornillo es mecanizado y que debe trabajarse con una confiabilidad del 99.9% para vida infinita. Figura 8.39 Prensa manual de tornillo Guías Placa Viga en “I” Tuerca de bronce Tornillo Volante Cojinete axial dc = 1.5dm 56 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Solución: Utilizaremos el procedimiento expuesto en la sección 8.3.8. Selección de la rosca: El diámetro del tornillo se determina con base en la resistencia al desgaste de la tuerca: , 2 ap d m S F d ÷ > t¢ (8.125 R ) donde S d-ap se escoge entre 12 MPa y 20 MPa (ecuación 8.109), para este caso en que la tuerca es de bronce; tomamos S d-ap = 12 MPa (el bronce utilizado para la tuerca es de muy baja resistencia). De la ecuación 8.126, se toma ¢ = 2.5 ya que la tuerca es de una pieza; se selecciona el valor superior del rango (1.8 a 2.5) ya que la tuerca es más débil que el tornillo. La fuerza axial en el tornillo es igual a la de la placa, F = 10 kN, entonces: . in 574 . 0 m 0146 . 0 ) N/m 10 12 )( 5 . 2 ( ) N 10 10 ( 2 2 6 3 = = × × > t m d De la tabla 8.7 se escogería la rosca Acme con d m = 0.667 in. Sin embargo, después de hacer las verificaciones de resistencia se concluye que este tornillo no tendría suficiente resistencia a la fatiga. Una última iteración indica que debe seleccionarse la siguiente rosca Acme americana estándar: - d m = 0.9 in = 0.02286 m - d = 1 in = 0.0254 m - d r = 0.8 in = 0.02032 m - p = 0.2 in = 0.00508 m - A t = 0.568 in 2 = 3.6645×10 –4 m 2 Con estas dimensiones se garantiza una adecuada resistencia al desgaste y al aplastamiento. La longitud de la tuerca está dada por la ecuación 8.122: mm. 60 toma se m; 05715 . 0 ) m 02286 . 0 )( 5 . 2 ( = = = = T m T L d L ¢ Verificación de la resistencia del núcleo: El núcleo del tornillo está sometido a una combinación de compresión y torsión. El esfuerzo normal en los puntos críticos es la relación entre la fuerza y el área del tornillo (ecuación 8.92). Para calcular el esfuerzo cortante en los puntos críticos es necesario calcular el par de torsión máximo, es decir, T s ’. De las ecuaciones 8.88, 8.75 y 8.86 se obtiene: . 2 cos cos 2 ' c c F m F m m c s s d F l d d l d F T T T µ o µ t o µt + ÷ + = + = Reemplazando F = 10000 N, d m = 0.02286 m, µ = µ c = 0.15, l = p = 0.00508 m (avance del tornillo), o F = 14.5° y d c = 1.5d m = 0.03429 m, se obtiene: m. N 80 . 51 ' y m N 72 . 25 m, N 08 . 26 · = · = · = s c s T T T CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 57 Los esfuerzos se calculan con las ecuaciones 8.92 y 8.94: MPa 29 . 27 m 10 6645 . 3 N 10000 2 4 - ÷ = × ÷ = ÷ = t t A F S y MPa. 44 . 31 ) m 02032 . 0 ( ) m N 80 . 51 ( 16 ' 16 3 3 = · = = t t r s sT d T S El factor de seguridad está dado por la ecuación 8.95: , 400 577 . 0 44 . 31 400 29 . 27 1 2 2 2 2 2 | . | \ | × + | . | \ | ÷ = | | . | \ | + | | . | \ | = ys sT y t S S S S N de donde, el factor de seguridad del núcleo es: . 6 . 6 = N Este factor de seguridad es grande; sin embargo, deben preverse sobrecargas debido a la aplicación de cargas mayores a las de diseño de la prensa; además, las cargas en el tornillo son variables y éste debe tener suficiente resistencia a la fatiga. Como se verá más adelante, el cálculo de la resistencia a la fatiga del tornillo arroja un factor de seguridad mucho menor. Verificación de la resistencia a cortante de los filetes: De acuerdo con Norton [1] , la verificación de la resistencia al barrido de los filetes del tornillo no es necesaria, ya que L T = 60 mm > 0.5d = (0.5)(25.4 mm) = 12.7 mm (ecuación 8.110). Se efectuará la verificación de la resistencia al cortante de la tuerca. De acuerdo con las ecuaciones 8.96 y 8.98: . ) ( 2 3 2 3 f o ba sba n p W d F A F S t = = La fuerza es F = 10000 N, d = 0.0254 m, p = 0.00508 m, W o = 0.63 (tabla 8.6, rosca Acme) y n f se toma entre 1 y N f = L T /p = (60 mm)/(5.08 mm) = 11.8 filetes. Teniendo en cuenta que la tuerca es de bronce (material relativamente flexible), los filetes se deformarán haciendo que los esfuerzos se distribuyan en un gran número de filetes, a pesar de los errores de manufactura. Tomamos n f = 6, es decir, 6 filetes soportarían la carga mientras los restantes no. Reemplazando estos valores: . MPa 79 . 9 ) 6 )( m 00508 . 0 )( 63 . 0 )( m 0254 . 0 ( N 10000 2 3 = = t sba S El factor de seguridad de la tuerca, con respecto a la falla por cortante, se obtiene despejándolo de la ecuación 8.101: . 1 . 4 MPa 79 . 9 ) MPa 69 )( 577 . 0 ( = = = sba ys ba S S N La tuerca de bronce tiene suficiente resistencia al barrido. 58 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Verificación de la resistencia a flexión de los filetes: Los esfuerzos por flexión en los filetes están dados por las ecuaciones 8.103 y 8.104. Sabiendo que h = p/2 (tabla 8.8, rosca Acme), W i = 0.77 y W o = 0.63 (tabla 8.6, rosca Acme): Tornillo: MPa. 00 . 13 ) m 00508 . 0 77 . 0 )( 6 )( m 02032 . 0 ( ) 2 / m 00508 . 0 )( MN 10 10 ( 3 ) ( 3 2 3 2 = × × = = ÷ t t p W n d Fh S i f r flex Tuerca: MPa. 54 . 15 ) m 00508 . 0 63 . 0 )( 6 )( m 0254 . 0 ( ) 2 / m 00508 . 0 )( MN 10 10 ( 3 ) ( 3 2 3 2 = × × = = ÷ t t p W dn Fh S o f flex Los factores de seguridad se calculan con la ecuación 8.105: tuerca. la para , 4 . 4 54 . 15 69 y tornillo, el para , 8 . 30 00 . 13 400 = = = = flex flex N N Verificación de la resistencia a la fatiga: La figura 8.40 muestra los estados de esfuerzo de dos puntos críticos del tornillo. El análisis del punto A produce lo siguiente. Figura 8.40 Estados de esfuerzo en la raíz del filete Usando la ecuación 8.112: , MPa 29 . 27 , 0 , MPa 00 . 13 ÷ = = ÷ = = = = t t ZZ YY flex XX S A F S S S S . 0 MPa, 44 . 31 = = = = ZX s sXY sT sYZ S S S S Estos valores corresponden a los esfuerzos nominales máximos. Tomando F min = 0 y T smin ' = 0 (los esfuerzos mínimos serían iguales a cero), entonces F m = F a = F/2 y T sm ' = T sa ' = T s '/2, y, según las ecuaciones 8.113 y 8.114, los esfuerzos medios y alternativos serían la mitad de los valores dados arriba: , MPa 64 . 13 , 0 , MPa 50 . 6 ÷ = = = = = = ZZa ZZm YYa YYm XXa XXm S S S S S S St x z y Sflex F F St Sflex SsT SsT A B CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 59 . 0 MPa, 72 . 15 = = = = = = a ZX s m ZX s sXYa sXYm sYZa sYZm S S S S S S De la tabla 5.5 (capítulo 5), el factor de concentración de esfuerzos por fatiga se toma como K f = 2.8. La rosca es tallada, la dureza es menor de 200 HB y se asume el valor para rosca cuadrada. Este factor es válido para carga axial y flexión, pero se asume también para torsión. Entonces, usando la ecuación 5.35 y asumiendo K fm = K f (véanse las ecuaciones 5.32 y 5.33): . 8 . 2 ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( = = = = = = = f T fm F fm M fm T ff F ff M ff K K K K K K K De las ecuaciones 8.115 y 8.116 se obtiene: , MPa 20 . 38 , 0 , MPa 20 . 18 ÷ = = = = = = ZZa ZZm YYa YYm XXa XXm o o o o o o . 0 MPa, 02 . 44 = = = = = = a ZX m ZX XYa XYm YZa YZm t t t t t t Los esfuerzos equivalentes están dados por las ecuaciones 8.117 y 8.118: MPa. 10 . 91 = = ae me o o Con estos esfuerzos se calcula el factor de seguridad de la ecuación 8.119. La resistencia a la fatiga corregida se determina con K a ~ 0.773 (figura 5.11, con S u = 600 MPa y superficie mecanizada), d e ~ d r = 0.02032 m y K b = 1.189 (d e [mm]) -0.097 = 0.8878 (ecuaciones 5.23, 5.21 y 5.22, tomando las condiciones más críticas), K c = 0.753 (tabla 5.2, confiabilidad del 99.9%), K d = 1 (ecuación 5.26), K e = 1, K car = 0.7 (ecuación 5.28, para carga axial, para la cual K car es menor), K = 0.362 (ecuación 5.20), S e ' = 0.5S u = 300 MPa (ecuación 5.2), S n = KS e ' = 108.5 MPa (ecuación 5.50, vida infinita). Entonces, de la ecuación 8.119 (Goodman modificada): . 0 . 1 9 . 111 10 . 91 600 10 . 91 , si , 1 1 = | . | \ | + = s + = ÷ N N S σ S S N y maxe n ae u me o o De la ecuación 8.120, o maxe = 65.07 MPa < S y /N = 400/1.0 = 400 MPa. Entonces, el punto crítico de análisis tiene un factor de seguridad mayor para la fluencia: 400/65.07 = 6.1. Al hacer este análisis para el punto B, se debe concluir que A es más crítico (N = 1.1 para B). Por otro lado, debe verificarse la resistencia a la fatiga de la tuerca, la cual dependerá de todas las dimensiones de ésta y de la forma en que las fuerzas se transmitan de la viga en “I” a la tuerca. Además, debe también verificarse la resistencia del tornillo con respecto a la posibilidad de pandeo. Si el tornillo (o la tuerca) no tiene suficiente resistencia, debe rediseñarse, por ejemplo, aumentando el diámetro del tornillo o cambiando el material del tornillo (o de la tuerca). Verificación de tornillo autoasegurante: En esta aplicación se requiere que el tornillo sea autoasegurante con el fin de que la fuerza ejercida por la pieza a prensar no devuelva la placa. El tornillo es autoasegurante si µ > tanì coso F . De la ecuación 8.71: ). 4.05 donde (de 0707 . 0 ) m 02286 . 0 ( m 00508 . 0 tan ° = = = = ì t t ì m d l 60 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS , 15 . 0 0685 . 0 ) 5 . 14 )(cos 0707 . 0 ( cos tan = < = ° = µ o ì F lo que indica que el tornillo (por sí solo) es autoasegurante. Cabe anotar que el cojinete de empuje mejora la condición de autoaseguramiento. Eficiencia: La eficiencia del tornillo está dada por la ecuación 8.82: . 31 . 0 ) m N 08 . 26 ( 2 ) m 00508 . 0 )( N 10000 ( 2 = · = = t t s T Fl e Como en el cojinete axial existen pérdidas de energía por fricción, la eficiencia de la prensa es menor: . 16 . 0 ) m N 80 . 51 ( 2 ) m 00508 . 0 )( N 10000 ( ' 2 ' = · = = t t s T Fl e Esta eficiencia de 16% es bastante baja. Para mejorarla puede reducirse el coeficiente de fricción del tornillo y del cojinete mediante una adecuada lubricación. Además, podría reemplazarse el cojinete de contacto deslizante por un rodamiento axial de bolas o rodillos (cojinete de contacto rodante), el cual absorbe sólo una pequeña cantidad de energía. 8.4 RESUMEN DEL CAPÍTULO En este capítulo se hizo un estudio introductorio de los tornillos de unión y los tornillos de potencia. Algunos temas adicionales a los estudiados aquí son tipos de pernos, manufactura de pernos, métodos para el control de la precarga y arreglos de penos al cortante. Se propone al estudiante que quiera conocer más sobre estos temas consultar la referencia [1]. En las secciones 8.2.5 y 8.3.9 se presentaron resúmenes sobre tornillos de unión y tornillos de potencia respectivamente. 8.5 REFERENCIAS Y BIBLIOGRAFÍA [1] NORTON, Robert L.. Diseño de Máquinas. México: editorial Prentice-Hall (Pearson), 1999. [2] BUDYNAS, R. y NISBETT, K.. Diseño en Ingeniería Mecánica de Shigley. México: McGraw- Hill, 2008. 8ª edición. [3] FAIRES, V. M.. Diseño de Elementos de Máquinas. México: Editorial Limusa, 1995. 4ª Reimpresión. [4] MANEY, G. A.. Predicting Bolt Tension. Fasteners Data Book. [5] AISC. Steel Construction. 6a. edition. [6] WILEMAN, J., CHOUDHURY, M. y GREEN, I.. Computation of Member Stiffness in Bolted Connections. Trans. ASME, J. Mech. Design. 113, 1991. Págs. 432-437. [7] LEHNHOFF, T. F., KO, K. I., MCKAY, M. L.. Member Stiffness and Contact Pressure Distribution of Bolted Joints. Trans. ASME, J. Mech. Design. 116, 1994. Págs. 550-557 [8] DOBROVOSLKI. Elementos de Máquinas. Moscú: MIR, 1970. Tercera edición. [9] LAMBERT, T. H.. Effects of Variations in the Screw Thread Coefficient of Friction on Clamping Forces of Bolted Connections. J. Mech. Eng. Sci.. 4, 1962. Pág. 401. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 61 8.6 EJERCICIOS PROPUESTOS E-8.1 La conexión mostrada está sometida a una carga externa de 1124 lbf. El perno es de acero grado SAE 8 con rosca UNF. (a) Determinar el diámetro del perno utilizando la ecuación para tracción inicial desconocida. (b) Calcular la tracción inicial y el par de apriete correspondiente si S i = 0.75S p . Los pernos deben lubricarse antes del apriete. (c) Calcular el factor de seguridad con base en la resistencia límite y el factor de seguridad con respecto a la separación de partes. E-8.2 Se requiere diseñar cuatro tornillos Acme para el accionamiento de una plataforma para elevar una carga máxima de 80 kN (incluyendo la plataforma). Los tornillos y las tuercas deberán estar lubricados (asuma un coeficiente de fricción de 0.10). Desprecie la fricción en los rodamientos. Las tuercas y los tornillos son de acero SAE 1050 templado y revenido a 1200 °F. (a) Calcule un diámetro medio, d m , de prueba, con base en un esfuerzo de aplastamiento permisible de 20 MPa. Asuma ¢ = L T /d m = 2. (b) Determine la longitud de las tuercas (estandarizada en mm). (c) Halle el par de torsión requerido en cada tornillo para subir la carga y el par necesario para bajarla. (d) Determine el factor de seguridad del núcleo y los factores de seguridad de los filetes por aplastamiento, por cortante (barrido de los filetes) y por flexión, usando ecuaciones de diseño estático. Tome n f = 2.63. (e) Calcule la eficiencia de los tornillos. (f) ¿Cuál debe ser la potencia mínima aproximada que debe tener el motor eléctrico del sistema, si la velocidad de la plataforma debe ser de 0.02 m/s? (g) Calcule el mínimo coeficiente de fricción que debe existir entre las tuercas y los tornillos para que el tornillo sea autoasegurante. Soporte con cojinetes rígidos de bolas Plataforma para elevar carga – tuercas Soporte inferior con rodamientos de empuje y rodamientos radiales Accionamiento de los tornillos mediante motor eléctrico y transmisión por cadenas Tornillos Acme Entrada de potencia Figura E-8.1 Figura E-8.2 Piezas de aluminio de sección circular hueca con do = 2di ~ 2d Fe/2 2 in d Fe/2 Fe/2 Fe/2 62 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS E-8.3 Se utilizan 8 pernos para la unión de dos tramos de tubería. El diámetro interior del tubo es 4 in y lleva una presión de vapor de agua de 1500 psi. El diámetro exterior del prensaestopas que se utiliza es 6 3/16 in; cada brida tiene ½ in de espesor. La presión requerida en el empaque de la brida, antes de aplicar presión en el tubo, es de 1000 psi. El espesor y módulo de elasticidad del empaque son 0.4 mm y 1500 kgf/cm 2 . Determinar: (a) El diámetro de los pernos UNC de acero SAE grado 4, utilizando la ecuación para tracción inicial desconocida. (b) La tracción inicial y el par de apriete necesarios para garantizar la presión necesaria en el empaque. (c) Hacer las comprobaciones necesarias (y recalcular si es necesario). (d) Hallar N por el criterio de Goodman modificada, si la presión en el tubo varía entre 0 y1500 psi y la rosca es laminada (tome superficie forjada). Asuma conservadoramente que las raíces son planas y elija una confiabilidad de 99.9%. E-8.4 Un tornillo de acero SAE 1050 laminado en frío con rosca Acme, el cual se usa para accionar el gato mecánico de la figura, tiene las siguientes dimensiones: diámetro medio, d m = 0.667 in, diámetro mayor, d = 0.75 in, diámetro menor, d r = 0.583 in, paso, p = 0.167 in, y área de esfuerzo a tracción, A t = 0.307 in 2 . El gato posee dos tuercas de 1 in de longitud cada una y del mismo material que el del tornillo. Tome µ = 0.2, S ys = 0.577S y y n f = 0.5L T /p = 3. Determinar: (a) La fuerza máxima de tracción, F, que puede soportar el tornillo (tenga en cuenta los diferentes tipos de falla estática que pueden ocurrir en el tornillo y la tuerca). Para reducir el riesgo de falla por fatiga o por posibles sobrecargas, tome un factor de seguridad permisible (estático) de 10 para todas las solicitaciones. (b) Con la fuerza calculada en (a), determine los factores de seguridad del núcleo, por aplastamiento, flexión y barrido de los filetes de la tuerca y el tornillo. Determine, además, el par de torsión para subir la carga y el par para bajarla. (c) Calcule la eficiencia del tornillo. (d) Verifique que el tornillo es autoasegurante. Figura E-8.3 Figura E.8.4 W | 6 3/16” ½” ½” 0.4 mm | 4” (interior) CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 63 Respuestas: E-8.1 (a) d = ½ in; (b) F i = 14.4 kips, S i = 90.0 ksi, T i ~ 1296 lbf·in; (c) N = 9.7, N sep = 22.8. E-8.2 (a) d m = 0.792 in; (b) L T = 40 mm; (c) T s = 34.52 N·m, T b = 7.23 N·m; (d) N = 6.1 (TECO/von Mises, sin tener en cuenta el efecto de columna), N ap = 9.5 (tuerca y tornillo), N ba = 5.0 (tornillo) y N ba = 5.1 (tuerca) tomando S ys = 0.577S y , N flex = 6.7 (tornillo) y N flex = 5.5 (tuerca); (e) e = 39.1%; (f) P M > 4.09 kW + pérdidas en la transmisión por cadenas; (g) µ min = 0.065. Nota: un análisis por fatiga del tornillo produce N ~ 0.4 para vida infinita; por lo tanto, el tornillo no sería seguro. Un diámetro medio seguro a la fatiga sería d m = 1.375 in, con el cual N ~ 1.1 para vida infinita, L T = 70 mm, T s = 56.63 N·m, T b = 15.77 N·m, N = 19.4 (TECO/von Mises, sin tener en cuenta el efecto de columna), N ap = 24.6 (tuerca y tornillo), N ba = 13.3 (tornillo) y N ba = 13.0 (tuerca) tomando S ys = 0.577S y , N flex = 17.7 (tornillo), N flex = 14.2 (tuerca), e = 35.7%, µ min = 0.056. E-8.3 (a) d = 3/4 in; (b) F i = 1746 lbf, S i = 5.22 ksi, T i = 235.7 lbf·in a 275.0 lbf·in; (c) N sep = 4.1, N = 10.4. Sabiendo que d < 1 in, si la tuerca y el tornillo son del mismo material, no habrá barrido de los filetes siempre que L T > 0.5d, ya que la resistencia al barrido será mayor que la del núcleo. (d) N = 1.02 y N fluencia = 9.1. Nota: una verificación de la resistencia de los filetes al barrido por fatiga produciría N ba = 1.01 y N ba-fluencia = 6.4, asumiendo K b = 1 (el filete es pequeño), K fm = K ff = 3 (el mismo del núcleo) y n f = 2.63. E-8.4 (a) F = 4.32 kN = 971 lbf; (b) N = 10.0, N ap = 45.4 (tuerca y tornillo), N flex = 31.4 (tornillo), N flex = 27.0 (tuerca), N ba = 23.5 (tornillo), N ba = 24.7 (tuerca), T s = 10.65 N·m, T b = 4.57 N·m (éstos son los pares en cada tuerca; los pares en la palanca del tornillo serán el doble de éstos); (c) e = 27.4%; (d) el tornillo es autoasegurante ya que T b > 0 (o µ = 0.2 > tanì coso F = 0.077). Nota: una verificación de la resistencia a la fatiga del tornillo produce N = 1.3 (y N fluencia = 10.0). 2 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Remache Soldadura Elementos a unir Cabeza del remache (a) Remachado Elementos a unir (b) Soldadura Figura 8.1 Algunos métodos de unión permanentes Tuerca Elementos a unir Elementos a unir Arandela Cabeza del tornillo Arandela Cabeza del perno (b) Perno: va acompañado de una tuerca (a) Tornillo: uno de los elementos a unir es roscado (c) Espárrago (d) Tornillo prisionero o de fijación Cavidad para llave bristol Figura 8.2 Algunos métodos de unión semipermanentes con tornillos. Las arandelas en (a) y (b) se usan para proteger las partes a unir del desgaste producido por la cabeza del perno o tornillo y, en cierta medida, para expandir la fuerza CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 3 (a) Pasador o espiga cónica Rodillo Platina Pasador Sujetador (chaveta) (b) Algunos elementos de unión en una cadena: pasador y sujetador Buje Figura 8.3 Algunos métodos de unión semipermanentes Aplicaciones de los pernos y tornillos En algunos casos los tornillos y pernos tienden a ser reemplazados por otros métodos de unión que proporcionan mayor facilidad de manufactura y ensamble. Sin embargo, éstos son ampliamente usados en las máquinas, debido a sus ventajas: versatilidad, variedad, disponibilidad (gran comercialización), bajo costo, fácil montaje y desmontaje, están normalizados. Los tornillos se utilizan en la fijación de motores, bombas hidráulicas, tramos de tuberías, tapas en tanques (manholes, handholes), bastidores de máquinas, estructuras, chumaceras, piñones, poleas, tapones de tubería de calderas, etc.. La figura 8.4 muestra algunas aplicaciones de los pernos. Bridas de tubería Bomba Chumaceras Cuchillas picadoras de caña Figura 8.4 Algunas aplicaciones de los pernos con el fin de reducir la concentración de esfuerzos que generarían las esquinas agudas. el cual es igual a: dp  d  dr . UNS) y la serie de roscas métricas. las formas de estos tipos de roscas son similares. el menor. La figura 8.649519/Nh Para rosca métrica ISO: dr = d – 1. d.299038/Nh dp = d – 0. una rosca de dos entradas sería equivalente a tomar dos cordones (imagíneselos de diferente color) y enrollarlos simultáneamente en forma de hélice.4 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8. El número de hilos por pulgada es el recíproco del paso. p: paso Nh: número de hilos por pulgada d: diámetro mayor (nominal) dp: diámetro de paso dr: diámetro menor o de raíz Nh = (1 in)/p Altura del filete = (d – dr)/2 dr dp d Para rosca unificada (UNS): dr = d – 1. o internas como en las tuercas y piezas con agujeros roscados. y el de paso. Las raíces y crestas de los filetes son planas. tal como se especifica en la figura 8. dimensiones y características de las roscas estándar Las roscas de los tornillos son hélices que permiten el desplazamiento longitudinal de un tornillo. pero como las dimensiones son diferentes.2 Características de las roscas estándar para tornillos de unión Formas. de una rosca como la distancia recorrida por una tuerca cuando ésta se gira una vuelta.1) Una rosca está constituida por hilos o filetes que “se enrollan” en forma de hélice. El ángulo entre los flancos de los filetes es de 60°. Hay dos tipos de roscas normalizadas para tornillos de unión: la serie de roscas unificada (Unified National Standard. la dimensión nominal es el diámetro mayor (o exterior) de una rosca externa. Un rosca de una entrada podría imaginarse como un cordón enrollado en forma de hélice sobre una varilla cilíndrica. El número de hilos por pulgada. debido a que las herramientas para la fabricación de los tornillos sufren de desgaste. éstas no son intercambiables. Tanto para las roscas unificadas como para las métricas. es el número de filetes o pasos que hay contenidos en una longitud igual a una pulgada. Nh.2. l. Una rosca puede tener una o varias entradas (inicios). 2 (8.5 muestra la forma y las dimensiones de las roscas UNS y métricas. la cual también suministra algunas relaciones entre las dimensiones de las roscas. la cual ha sido definida por la ISO. cuando éste es girado.5 Forma y dimensiones de las roscas unificadas y métricas estándar de ISO Se muestran los tres diámetros de la rosca. dp.226869p dp = d – 0. como en el caso de un tornillo.5.649519p Flanco Cresta Raíz o fondo 60° p Altura del filete Figura 8. las normas permiten que las crestas y raíces sean redondeadas. si la rosca es simple (de una entrada) el avance es igual al paso . El paso. de la rosca es la distancia entre hilos adyacentes. Las roscas pueden ser externas. el mayor. dr. Podemos definir ahora el avance. p. La figura 8. También se usan en roscas de materiales blandos y frágiles. Además. rara vez se utilizan. en las cuales se requiera un montaje y desmontaje fácil o frecuente. La ventaja de una rosca de varias entradas es que el montaje y desmontaje son más rápidos.7). Entre mayor sea la pendiente del plano inclinado. Estas roscas son de paso grande (figura 8.a) y se usan en aplicaciones ordinarias. 1 Para entender mejor esto. esta última va enseguida de la tuerca con el fin de reducir la probabilidad de que el tornillo se afloje. . 2 En ocasiones se hace necesario usar tuerca y contratuerca. más fácilmente se afloja el tornillo. ya que la vibración tiende a aflojar fácilmente la tuerca2. (a) Externa (derecha) (b) Interna (derecha) (c) Externa (izquierda) Figura 8. ésta se aleja de usted.8. de lo contrario es izquierda. tal como se aprecia en la figura 8. considere una analogía entre el ángulo de la hélice y un plano inclinado. Estas roscas no son adecuadas cuando exista vibración considerable.a y b. pero tiene la gran desventaja de que se afloja mucho más fácilmente.6 Rosca simple y rosca múltiple Las roscas pueden ser externas.7. Se designan como UNC (Unificada Nacional Ordinaria). se puede observar el mayor ángulo de la hélice de la rosca de cinco entradas. RH (right hand) e izquierdas. como en el caso de los tornillos. ya que posee un mayor ángulo de la hélice1. las roscas pueden ser derechas e izquierdas (figura 8. e internas. como las tuercas y perforaciones roscadas.7 Roscas externas e internas. ya que en las roscas de menores pasos (y filetes más pequeños) podría producirse el barrido (cortadura) de los filetes. lo mismo ocurre con la hélice de un tornillo: entre mayor sea el ángulo de la hélice. Una rosca es derecha si al girar una tuerca en sentido horario. LH (left hand) Series de roscas estándar Las roscas UNS tienen tres series estándar de familias de paso de rosca:  Roscas bastas. l=p l = 5p (a) Rosca simple (una entrada) (b) Rosca múltiple (cinco entradas) Figura 8. y roscas derechas.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 5 (l = p). el avance es igual al número de entradas multiplicado por el paso. debido a esto. más fácil es hacer deslizar un cuerpo hacia abajo. mientras que si la rosca es múltiple.6 muestra roscas de una y cinco entradas. y está dada por: At    d p  dr   4  2 2  . El tamaño (primera columna) de una rosca equivale al diámetro mayor de ésta. y para roscas en piezas de pared delgada. UNF (Unificada Nacional Fina). Deben evitarse en agujeros roscados de materiales frágiles. esta área se denomina área de esfuerzo a tracción. para los cuales el tamaño se designa mediante un número de 0 a 12. se ha encontrado experimentalmente que esta área se debe calcular aproximadamente de esta manera. Estas roscas son adecuadas cuando existe vibración. AT Figura 8. At es el área de un círculo cuyo diámetro es el promedio entre el diámetro de paso y el diámetro menor. Como un tornillo no tiene sección uniforme. para cada diámetro (nominal) de rosca.1) se muestra en la figura 8. (a) Rosca ordinaria Figura 8. excepto para diámetros nominales menores de ¼ in. por ejemplo.2) es decir.9 Ancho entre caras.  Roscas extrafinas: UNFE (Unificada Nacional Extrafina). ya que al tener menor paso3 poseen un menor ángulo de la hélice. debe encontrarse un área equivalente para calcular el esfuerzo debido a una carga de tracción.6 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS  Roscas finas.   (8. en automóviles y aeronaves.1).1. AT. Comparadas con las roscas bastas y finas. debido a las altas vibraciones involucradas. Son particularmente útiles en equipos aeronáuticos.9. de la tuerca y de la cabeza de un tornillo 3 Los pasos de las roscas bastas y finas están preestablecidos para cada tamaño de rosca. .8 Roscas basta y fina (b) Rosca fina Las dimensiones principales de las roscas bastas u ordinarias (UNC) y finas (UNF) se muestran en la tabla 8. At (véase la tabla 8. El ancho entre caras de la tuerca y de la cabeza del tornillo. (última columna de la tabla 8. éstas tienen unos pasos muy pequeños. AT. el paso de una rosca fina es siempre menor a aquel de una rosca basta. si la longitud total.8995 2 5/8 2 5/8 2 2.2260 18 0.0052 4 0.0719 0. serie de roscas bastas (UNC) y finas (UNF).8750 9 0.1752 8.7500 5 1.1900 24 0.0657 0.7307 0.2030 13/16 7/8 5/8 0.0974 0.3286 5¼ 3¾ 3.0990 48 0.9340 4 1/8 4 1/8 3 3.1549 12 1.0000 4 2.1 Dimensiones de roscas unificadas (UNS).9613 3.0600 80 0.0000 4 3.2835 1. LTb.1752 3.7113 2.083 6 La longitud roscada de los tornillos UNS está dada por Lr = 2d + 0.3730 1 1/8 1 1/8 7/8 0.0628 0.5000 4 3.1494 0.2500 7 1.0242 28 0.0018 1 0.2500 20 0.0258 ¼ 0.0049 56 0.1234 0.3447 0.0026 72 0.0060 48 0. rosca basta y rosca fina. .8557 1 11/16 1 11/16 1¼ 1. éstas se dividen en dos series.0527 0.0550 0.5095 1 5/16 1 5/16 1 1.5000 13 0.1359 0.7500 4 2.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 7 Tabla 8.0849 0. es menor o igual a 6 in.8376 0.0878 9/16 9/16 7/16 0.5810 2¼ 2¼ 1¾ 1.0200 12 0.5 1.7822 0.2477 3 3/8 3 3/8 2½ 2.0167 0.1063 20 0. La tabla 8.1619 0.4053 12 1.1819 18 0.6688 0.4617 14 0.2500 4.0101 8 0.0644 0.0000 8 0.2938 0.0080 44 0.9691 12 1.3209 0.2667 1.4252 9.0175 32 0.3917 1.6057 12 0.5069 0.2560 15/16 15/16 ¾ 0. Pasando ahora a las roscas métricas de ISO.1279 0.2 muestra las dimensiones principales de algunas roscas métricas.0989 4 7/8 3½ 3.0438 0.5 1.9394 0.8917 0.2403 0.6565 5 5/8 4 4.0729 1 7/8 1 7/8 1 3/8 1.7500 4 3.1600 ¾ ¾ 9/16 0.4350 0.0860 56 0.6250 11 0.2036 0.4252 4.9252 7.2584 0.0028 2 0.0758 0.1640 32 0.0037 64 0.9988 3¾ 3¾ 2¾ 2.5625 12 0.1120 40 0.0581 ½ ½ 3/8 0.0083 6 0.0730 64 0.3750 6 1.4902 1.0795 0.1250 7 0.2160 24 0.0066 5 0.1850 0.0318 28 0. si LTb es mayor de 6 in.0524 24 0.6630 1½ 1½ 1 1/8 1.0000 4.6752 5.0091 40 0.5000 4 2.4982 3 3 2¼ 2. ROSCA BASTA (UNC) ROSCA FINA (UNF) Ancho Diámetro aproximado Área de Área de mayor Número de Diámetro Número de Diámetro entre caras Tamaño esfuerzo a esfuerzo a (nominal) hilos por menor hilos por menor AT (in) tracción tracción d (in) pulgada dr (in) pulgada dr (in) At (in2) At (in2) Cabeza Tuerca 0 0.50 in.1055 0.1250 40 0.1187 5/8 11/16 ½ 0.0955 0.0039 3 0.0140 36 0.0364 7/16 7/16 5/16 0.25 in.1417 1.1419 20 0.3750 16 0. y por Lr = 2d + 0.7500 10 0.5000 6 1.0147 10 0.1696 0.7633 12 1.5528 0.0925 0.3725 0.4375 14 0.3125 18 0.0775 24 0.4903 0.3147 2 1/16 2 1/16 1½ 1.4542 0.2500 4 2.6752 11.3345 16 0.9674 4½ 4½ 3¼ 3.4001 0. las cuales tienen características y aplicaciones similares a las series UNC y UNF.6201 0.1585 1.1380 32 0. 0 4.55 760. ROSCA FINA Área de Área de Diámetro Diámetro Paso esfuerzo a Paso esfuerzo a menor menor p (mm) tracción p (mm) tracción dr (mm) dr (mm) 2 At (mm ) At (mm2) 3. con el fin de identificarlas como izquierdas[1].0 4.94 39.78 5.0 1.18 6.50 22.00 11.00 23.47 36.47 92. La figura 8. 4 Las tuercas de rosca izquierda poseen una ranura circunferencial alrededor de los planos hexagonales.27 1.00 35.5 0. se indica LH en la designación4. Son las más utilizadas para maquinaria.07 14. de lo contrario no se indica la dirección de la rosca.16 124.00 4.  3A. ya que las roscas derechas son las preestablecidas.00 13.03 3.0 1.2 Dimensiones de roscas métricas ISO.32 864.93 303.14 8.74 30.25 6.00 5. Designación Las roscas se designan mediante códigos.80 36.55 16.02 14. series de pasos bastos y finos. 1B.0 0. 3B.0 3.50 20.12 7.16 216. donde no se requiera precisión.09 975.50 24.86 8.16 333.50 2.5 1.50 18.77 20.17 10. Las letras A y B se usan para denotar rosca externa e interna respectivamente.39 5.20 12.50 25.0 3.25 18.50 28.0 0.8 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8.00 6.0 2.09 816. y por Lr = 2d + 25 mm.00 24.61 1.16 167.50 16. Se utilizan para reducir los costos en aplicaciones “domésticas”.55 621.50 14.00 32.0 2.55 384. Permiten un montaje y desmontaje rápido y fácil.4 1.0 1.32 352. por Lr = 2d + 12 mm.7 3.00 30.25 10.50 8.6 2.0 1. si LTb > 200 mm.00 27.0 2.78 4.16 57. si 125 mm < LTb  200 mm.42 27.55 115.93 192.60 2.32 459.10 ilustra la designación de las roscas UNS y de las roscas métricas. Las roscas UNS tienen tres clases de ajustes:  1A.32 1028.47 61.  2A.6 2.00 21. Los ajustes clase 1 se obtienen cuando las tolerancias son grandes.75 9.0 1. si LTb  125 mm y d  48 mm. .20 33.70 3. El ajuste clase 3 es un ajuste fino de juego nulo.00 20.16 271.50 18.0 3.50 12.71 560. Se utilizan sólo para cumplir requisitos de exactitud.76 6.23 20. Cuando la rosca es izquierda.0 2.0 3. 2B. Diámetro mayor (nominal) d (mm) ROSCA BASTA Ajustes Con el fin de obtener diferentes ajustes para las diferentes aplicaciones.7 1.71 693.5 2.99 1.93 244.4 1. las normas UNS e ISO contemplan diferentes tolerancias para las roscas.0 0.85 84. lo que permite obtener una mejor precisión.8 3.0 2.55 495.55 156.50 16.77 28.25 8.00 31.4 La longitud roscada de los tornillos métricos está dada por Lr = 2d + 6 mm.77 39.00 34.4 2. Las tolerancias de estos ajustes son más pequeñas.8 1.50 14.80 4. Tiene un diámetro mayor (nominal) de 12 mm y un paso de 1. 5. Las resistencias y características del material (de acero) de los pernos se especifican de acuerdo con clases o grados. (a) Rosca unificada.2. De acuerdo con los datos de la tabla 8. Rosca a izquierdas (Left Hand) (a) Ajuste clase 2. La B indica rosca interior 9 hilos por pulgada.2 7 8 8.3 muestra información de los grados SAE para pernos: 1.10 Designación de las roscas. Similarmente. (b) Rosca métrica Resistencia de los pernos El diseño de pernos se basa en la resistencia límite a la tracción (proof strength). 7.3 Especificaciones SAE para pernos UNS de acero. Tabla 8. 8 y 8. Sp.4 muestra información de las clases para pernos métricos. templado y revenido Martensítico de bajo carbono. De la tabla se puede observar que para grados mayores las resistencias tienden a ser mayores.75. templado y revenido Aleado de medio carbono. La letra “M” indica que la rosca es métrica. templado y revenido .CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 9 7/8 – 9 UNC – 2B – L. ASTM e ISO. la tabla 8. Intervalo de tamaños (inclusive) (in) ¼ a 1½ ¼a¾ 7/8 a 1½ ¼ a 1½ ¼a1 1 1/8 a 1½ ¼a1 ¼ a 1½ ¼ a 1½ ¼a1 Resistencia límite mínima a la tracción Sp (ksi) 33 55 33 65 85 74 85 105 120 120 Resistencia de Resistencia fluencia última mínima mínima a la a la tracción tracción Su (ksi) Sy (ksi) 36 60 57 74 36 60 100 92 81 92 115 130 130 115 120 105 120 133 150 150 Grado SAE 1 2 4 5 5. 5. 2.75 mm (ésta es una rosca métrica basta) Figura 8. para la mayoría de los grados SAE la resistencia límite a la tracción es aproximadamente el 90% de la resistencia a la fluencia especificada al 0.2 Características del acero Medio o bajo carbono Medio o bajo carbono Medio carbono estirado en frío Medio carbono templado y revenido Martensítico de bajo carbono. La tabla 8.H. 4. Unificada Nacional serie Ordinaria Diámetro mayor (nominal) de la rosca en pulgadas (b) M12  1. los cuales han sido definidos por la SAE.3.2% de deformación permanente. que es el máximo esfuerzo que puede soportar el perno sin experimentar deformación permanente.2. templado y revenido Aleado de medio carbono. 8 8. la cual se reparte entre los pernos.8 9.8 10. La figura 8.3 Análisis elástico de tornillos de unión La función de un perno es la de unir dos o más piezas. nb (8. templado y revenido 4.6-M36 Resistencia límite mínima a la tracción Sp (MPa) 225 310 380 600 650 830 970 Resistencia de Resistencia fluencia última mínima mínima a la a la tracción tracción Su (MPa) Sy (MPa) 240 400 340 420 420 520 660 720 940 1100 830 900 1040 1220 Clase Características del acero Medio o bajo carbono Medio o bajo carbono Medio o bajo carbono Medio o bajo carbono.11 Marcas en las cabezas de los pernos para los diferentes grados SAE 4. Fe.9 12.3) .2 Figura 8. tal como se muestra en las figuras 8.14 muestra el diagrama de cuerpo libre de un corte del sistema. cargas y ecuaciones que rigen la unión de piezas mediante pernos.6 4.6 4. Fuerzas en una junta La figura 8.8 10.6-M16 M5-M36 M1. en la cual usa una empaquetadura para evitar fugas.11 y 8.10 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8. y está dada por: Fe  FeT .8 5. Intervalo de tamaños (inclusive) (mm) M5-M36 M1.4 Especificaciones para pernos métricos de acero. se genera una fuerza que trata de separar las bridas. la fuerza que le corresponde a cada uno de ellos se denomina fuerza externa.9 12.8 5. 2. templado y revenido De aleación.9 Los grados y clases de los pernos se pueden distinguir de acuerdo con las marcas en la cabeza.8 9. Debido a la presión interna en la tubería.2 7 8 8.9 Figura 8. En esta sección se analizarán las deformaciones. 1.2.6-M16 M5-M24 M16-M36 M1.8 8. templado y revenido Medio o bajo carbono.12 Marcas en las cabezas de los pernos métricos para diferentes clases 8.12. templado y revenido Martensítico de bajo carbono. 4 5 5.13 muestra una tubería unida mediante bridas y pernos. es decir. La fuerza de compresión sobre las partes a unir puede descomponerse en nb fuerzas.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 11 donde nb es el número de pernos y FeT es la fuerza total que trata de separar las bridas. Fuerzas y deformaciones en una junta Dentro del límite de proporcionalidad. Fb. es la fuerza externa que le corresponde a cada perno Fe Fb Fc Debido al apriete de los pernos. Nótese que esta ecuación equivale a la condición de equilibrio de fuerzas en el sistema de la figura 8.13. las bridas se encuentran comprimidas. L Bridas y empaquetadura (Partes a unir) Pernos Tubería Fe Fe Figura 8.5) donde S = F/A. (8. y ε = /L. el perno queda sometido a una fuerza: Fb  Fe  Fc . las fuerzas en el perno y en las partes a unir son proporcionales a las deformaciones ¡veamos! Dentro de este límite. Esta ecuación es válida si la fuerza total se distribuye de manera uniforme. aparecen las fuerzas internas: fuerza de tracción en el perno. cada una de éstas es la que le “corresponde” a cada perno y se denomina fuerza en las partes a unir. Debido a la acción de Fe y Fc. (8. y fuerza de compresión en las partes a unir (por perno).14 Diagrama de cuerpo libre de parte de la junta de la figura 8.4) donde Fb es la fuerza de tracción en el perno. lo cual podría ocurrir si en el sistema existe simetría axial. Entonces .13 Unión de dos tuberías mediante bridas y pernos Figura 8. Al hacer el corte mostrado.14. La fuerza externa Fe es la relación entre la fuerza externa total sobre el número de pernos. Fc. Fc. para el perno y las partes se cumple que: S  E . ya que el perno y las partes a unir están sometidas a carga axial. Fbi. la parte del perno que va roscada a la tuerca (u otro elemento) no se deforma conforme a la ecuación F = k.  L  o F  k . Las partes a unir también se deforman (se comprimen) a medida que se aprieta el .a. .15 Diagramas fuerza . Las ecuaciones 8. (8. . .15. por perno.7) Fc  kc c .Fc es la fuerza en las partes a unir. . ya que es la relación entre la fuerza y la deformación. Al apretar éste.8 indican que la relación entre la fuerza y la deformación es lineal. esto se denomina precarga del perno. es decir. su fuerza de tracción y su deformación crecen de acuerdo con la línea PA de la figura 8. El área Ac es el área por perno.Fb es la fuerza en el perno. La fuerza en el perno al terminarse el apriete se denomina fuerza inicial o fuerza de apriete.8) donde: .deformación del perno y de las partes a unir Cuando se unen dos o más partes. A L o  AE  F   .  AE  donde k     constante.6) La constante k se denomina constante elástica.15. tal como se muestra en la figura 8.L es la longitud entre arandelas (véase la figura 8.  L  y (8.b y c son las deformaciones totales en el perno y en las partes a unir respectivamente. Fb Fbi A Aplicación de Fe Apriete P B M A Aplicación de Fe Apriete Fc Fci bi (a) Perno b B ci C c (b) Partes a unir Figura 8. . los pernos deben apretarse suficientemente con el fin de evitar la separación de éstas cuando las fuerzas en el sistema sean aplicadas. cuando la fuerza en las partes a unir se distribuye “uniformemente” en la junta.6 para el perno y para las partes a unir: Fb  kb b . Podemos plantear la ecuación 8. Nótese que la parte del perno que actúa como resorte (que se deforma) es el tramo de longitud L.Eb y Ec son los módulos de elasticidad del perno y de las partes a unir respectivamente.Ab y Ac son las áreas de las secciones transversales del perno y de las partes a unir respectivamente. desde P hasta A.kb y kc son las constantes elásticas del perno y de las partes a unir (por perno) respectivamente. es la relación entre el área total de las partes a unir y el número de pernos.12 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS F  E . AE  donde kb   b b   L  AE  donde kc   c c .  L  (8. .13).7 y 8. como ocurre con la constante de un resorte. por lo tanto. Debido a que las deformaciones son iguales (excepto que una es positiva y la otra negativa). la fuerza externa produce un alargamiento del perno igual al acortamiento de las partes a unir (descompresión). por el contrario. producidas al aplicar la fuerza externa. las deformaciones y fuerzas están representadas por los puntos T y D para el perno y las partes a unir respectivamente. lo cual es indeseable.16. concluimos que la distancia TD es la fuerza externa: TD  TE  DE. (8. entonces TD  Fbt  Fct  Fe . M T Fb A Fo (Fuerza externa límite) Fbi = Fci = Fi Fbt Fc Fe D Fct  P B E C bi bt ci ct Figura 8. y antes de aplicar la fuerza externa (cuando Fe = 0).4. de la ecuación de equilibrio 8. figuras 8. Al aplicar la fuerza externa.15.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 13 perno.a y b). el perno continua alargándose y aumentado su fuerza desde A en la dirección A-M. la tuerca no gira y. donde Fci es la fuerza inicial en las partes a unir por perno. Nótese que los puntos T y D están sobre la misma línea vertical. las deformaciones y fuerzas en el perno y en las partes a unir están dadas por el punto A de la figura 8. es decir.16. ya que sus deformaciones. Al aplicar la carga externa. si se alcanzara el punto C las partes a unir comenzarían a separarse. Las partes a unir. puede construirse el diagrama de la figura 8. Durante el apriete. la tuerca avanza sobre el perno haciendo que éste se alargue y que las partes a unir se compriman cantidades diferentes. cuando se ha aplicado la fuerza externa Fct: fuerza total en las partes a unir Fi: fuerza inicial o de apriete en el perno y en las partes a unir . son iguales (). se descomprimen y tanto su fuerza como su deformación se reducen desde A en la dirección A-C.4 se obtiene que Fbi = Fci = Fi (punto A.9) Las variables de la figura 8. Una vez el perno es apretado.16 se definen como sigue: Fbt: fuerza total en el perno. Al terminar el apriete. De la ecuación de equilibrio 8.16 Fuerzas y deformaciones en el perno y en las partes a unir Al terminar el apriete. entonces Fo  bi   ci  . entonces Fe debe ser menor que Fo.12) Pero Fo es la fuerza externa con la que se obtiene separación de partes.11 se obtiene que:  kc  Fi  Fo   k  k . además. Definimos Fo = NsepFe.10 y 8. . a partir de A Todas las fuerzas definidas anteriormente son fuerzas por perno. por ejemplo de fluido. Mínima fuerza de apriete para evitar separación de la junta Los triángulos PAB y PMC de la figura 8. a partir de A bi: deformación inicial del perno ci: deformación inicial de las partes a unir bt: deformación total del perno ct: deformación total de las partes a unir : incremento de la longitud del perno y reducción de la longitud de las partes a unir.10) Las ecuaciones 8. Fc: reducción de la fuerza en las partes a unir. se efectúan pruebas sobre los equipos a presiones mayores a las de trabajo (1. por lo tanto. De acuerdo con Faires[3]. Hay que tener en cuenta que en algunos sistemas. las partes a unir se desplazarán hasta C (punto en el que se pierde la unión) y dicha fuerza externa sería igual a Fo. Si se aplica una fuerza Fe tal que el perno se desplace hasta M. 1.7 y 8.   (8.14 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Fe: fuerza externa Fo: fuerza externa límite. donde Nsep > 1 es un factor de seguridad con respecto a la separación de partes.5 veces aproximadamente).13) Con esta ecuación se obtiene la mínima fuerza inicial o de apriete (segura). a partir de A Fb: incremento de la fuerza en el perno. Del diagrama de la figura 8. que debe aplicarse al perno con el fin de evitar separación de partes cuando se aplica la fuerza externa Fe.16 podemos obtener la fuerza inicial o de apriete de cada perno requerida para evitar la separación de la junta.  b   c (8. éste es el valor máximo de Fe que se podría aplicar. y normalmente la fuerza de apriete que se logra es mucho mayor que el valor mínimo dado por la ecuación 8.5 < Nsep < 2. Fi  bi (8. Entonces:  kc Fimin  N sep Fe  k k b  c  .16 son semejantes.8 pueden expresarse para el momento en el que se termina el apriete:  ci  Fci Fi  kc kc y  bi  Fbi Fi  . kb kb (8. En los tornillos de unión es usual que las precargas sean bastantes grandes (como se verá más adelante). entonces Nsep debe escogerse de tal manera que se tenga la seguridad de que las partes a unir permanecerán unidas aún con las presiones de prueba. Fimin. puede encontrarse una ecuación para la fuerza total en el perno.13.11) Combinando las ecuaciones 8. 17 se muestra una junta compuesta por n partes a unir. el módulo de elasticidad y la longitud de las partes a unir.17) y Fe  Fb  Fc . debe calcularse un kc equivalente. Reemplazando las ecuaciones 8. (k c  kb ) (8. Fc  kc  .16: Fbt  Fi  Fe kb . kc Según la ecuación 8.22) donde Ac.14 y 8. siendo necesario utilizar otras ecuaciones. L (8. En la figura 8. Fbt  Fi  Fb (8.15 en la 8. Ec y L son el área. (8. la constante elástica de la junta se calcularía como: kc  Ac Ec .19) de donde   Fe (k c  kb ) Reemplazando la ecuación 8. Sin embargo. De la figura 8.14) (8.16 se obtiene que: Fb  kb  .19 en la 8.8.18) (8.21) Esta es la fuerza máxima o total sobre el perno después de apretar y aplicar la fuerza externa.15) (8. Cálculo de la constante elástica de la junta. (k c  kb ) (8.16) (8. respectivamente. (8. Cuando entre las partes a unir hay por lo menos dos materiales con módulos de elasticidad diferentes.14 se obtiene: Fb  kb Fe . algunas veces esta ecuación no es suficiente o adecuada por sí sola.17 y factorizando: Fe  (kc  kb ) .CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 15 Fuerza total en el perno Para hallar la fuerza total sobre el perno procedemos como sigue.20) Finalmente. Tenemos que: Fc  kc c ó  c  Fc / kc . reemplazando ésta en la ecuación 8.23) . 23 y 8. tal como se muestra en la figura 8. Lci (8. menor que el área real. Cuando el área de las partes a unir es muy grande.17 Partes a unir de diferentes materiales Reemplazando las ecuaciones 8.b muestra unas partes a unir de área relativamente grande (área real).25 en la 8.27 es adecuada cuando el área de las partes a unir es lo suficientemente pequeña. k ci (8.25) 1 2 n Lc1 Lc2 L Lcn Figura 8...17). teniéndose un área equivalente. la distribución de esfuerzos es en forma de barril. efectivamente.   cn . La figura 8.16 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde c es la deformación total de las partes a unir:  c   c1   c 2  .24 y simplificando se obtiene: 1 1 1 1    .a. como para que la compresión sobre ellas sea relativamente uniforme. La ecuación 8. . comparada con el área de agarre del perno. que tenga en cuenta esta área efectiva a compresión. kc kc1 kc 2 k cn (8..27) siendo Eci y Lci el módulo de elasticidad y la longitud.. de la parte número i (figura 8.24)  ci  donde kci es la constante elástica de la parte número i. la compresión sobre ellas actúa sólo en cierta zona cercana al tornillo. Fc . En estos casos debe utilizarse una ecuación diferente para kci. que puede expresarse como: (8. La ecuación 8. que soporta la compresión. Debido a esto. siendo ci la deformación de la parte número i. las partes de la junta actúan en serie.26) donde k ci  Ac Eci .18. respectivamente.26 equivale a la ecuación para el cálculo de la constante elástica de un conjunto de resortes en serie.18.  . 18 Características de las partes a unir Para determinar ecuaciones para la constante elástica de las partes a unir. Empaquetadura Anillo en O (O ring) (a) Empaquetadura sin confinar (b) Empaquetadura (anillo en O) confinada Figura 8. citado en 1] propone la siguiente ecuación para calcular directamente la constante elástica de las partes a unir sin considerar la empaquetadura: kcm  dEc aeb( d / Lm ) .19). Las ecuaciones dependen de si en la unión existe empaquetadura o no. de si ésta es confinada o sin confinar (véase la figura 8.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 17 Área real Área equivalente Partes a unir (a) El esfuerzo se distribuye uniformemente en las partes a unir (b) La distribución de esfuerzos no es uniforme.19 Empaquetaduras confinada y sin confinar Wileman et al. (8.[6. La deformación se muestra exagerada Figura 8. se han realizado varios estudios con el método de elementos finitos[6. citados en 1]. sino en forma de barril. 7.28) . Es decir. es decir.30 y 8.19.6382 0.33 0.29 en la 8. La constante elástica de las partes a unir se calcula reemplazando las ecuaciones 8.5 para diversos materiales. puede calcularse una constante elástica para cada material (con la ecuación 8..32 y 8. la constante elástica se calcula sólo con los otros materiales.29) donde Aemp es el área real de la empaquetadura (recuérdese que esta área es por perno).  .29 0. a y b son coeficientes empíricos.30 y 8. ya que el empaque no separa las partes a unir (como sí lo hace el empaque sin confinar).26. Para el caso de empaques confinados. . (8. pero con espesores iguales. sin confinar. cuando no se sabe si el área de las partes a unir es suficientemente pequeña o es muy grande. Modificada de [6]. la constante elástica de las partes a unir se calcula con las ecuaciones siguientes.21 a 0.28) y reemplazar los valores en la ecuación 8. Lci (8. Tabla 8.7872 0.32) donde k cmi  dEci aeb( d / Lmi ) y k emp  Aemp Eemp Lemp ..6287 0.6355 0. está dada por: k emp  Aemp Eemp Lemp .18 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde kcm es la constante elástica del conjunto de elementos a unir sin considerar la empaquetadura. (8.31 ó con las ecuaciones 8.. k c k cm1 k cm 2 k cmn k emp (8.7967 0.33 0. En resumen.33) Cuando exista duda entre cuál de los dos procedimientos debe seguirse (calcular kc con las ecuaciones 8.5 Parámetros para el cálculo de la constante elástica de las partes a unir.   .7787 b 0..31) Si Ac es grande: 1 1 1 1 1    .b que tiene un anillo (O ring) dentro de una ranura circular.7957 0. y Lm es la longitud de las partes a unir sin considerar (o restándole) el espesor de la empaquetadura. se hacen los dos cálculos y se escoge el menor valor de kc. como el de la figura 8.28 y 8. Material Acero Aluminio Cobre Hierro fundido gris E (GPa) 207 72 121 ~100  0. que se obtienen de la tabla 8.33). si las partes metálicas son de diferentes materiales. si la hay. que es el que garantiza que se esté tomando el área efectiva de compresión. kc kc1 kc 2 k cn donde k ci  Ac Eci . no se tiene en cuenta el empaque para determinar la constante elástica de las partes a unir.6162 La constante elástica de la empaquetadura.26. Eemp es el módulo de elasticidad de la empaquetadura y Lemp es su espesor. donde kemp se calcularía si el empaque no es confinado: Si Ac es pequeña: 1 1 1 1    . y las secciones 8.4. Eb y L son el área. respectivamente. Además.5 estudian el diseño con base en la resistencia del núcleo.4.2.2. La figura 8.2.20 muestra tres casos: (a) el perno es totalmente roscado. Los pernos pueden fallar en su parte central o “núcleo” debido a las cargas combinadas variables que pueden ocurrir en éste. ya que como se dijo. la constante elástica del perno se calcula como: kb  Ab Eb . es posible que los filetes del tornillo o de la tuerca se “barran”. Lb1 kb 2  At Eb Lb 2 y Lb1  Lb 2  L .20. (b) la parte entre arandelas del perno no es roscada y (c) la parte entre arandelas del perno es parcialmente roscada.4 Diseño de pernos En la sección anterior se estudió el comportamiento elástico de las juntas con tornillos. (8.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 19 Cálculo de la constante elástica del perno. La sección 8. Se obtuvo una ecuación para la mínima fuerza de apriete requerida para evitar la separación de la junta.34) donde Ab. ésta es la parte que está actuando como resorte. kb Para el cálculo de kb.35) 8.20. cuando se somete el perno a tracción.1 estudia el diseño con base en la falla por cortante de los filetes. Con base en estas ecuaciones.b). Si el perno es totalmente roscado Ab = At (figura 8. el módulo de elasticidad y la longitud del perno entre arandelas. Estos dos tipos de falla se estudian en esta sección.20 Juntas con pernos roscados total o parcialmente Para los casos (a) y (b). además. se efectúa el cálculo de esfuerzos y el diseño de pernos.a). es necesario saber si el tornillo es roscado total o parcialmente a lo largo de la longitud de la junta L. debido al esfuerzo cortante que se genera en los filetes. . una ecuación para calcular la fuerza máxima sobre el perno. Se determinó.   kb kb1 kb 2 donde kb1  Ab1 Eb . y otras de esta sección. El área Ab es el área de la sección transversal de la parte del perno que queda entre arandelas. L (8.2.2 a 8. Ab es el área de la sección transversal del perno en dicha parte (figura 8. Para el caso (c): 1 1 1 . si el perno no lleva rosca en la parte entre arandelas.4. L L L Lb1 Lb2 (a) Perno totalmente roscado (b) Perno sin rosca entre arandelas (c) Perno parcialmente roscado Figura 8. los filetes del primero podrían fallar por sus raíces.21 Cortante en los filetes de una rosca. la carga se tiende a distribuir en unos pocos filetes.22 muestra el área de la raíz de un filete del perno. Con los materiales frágiles sucede algo diferente. dividida por el área total de la raíz del filete. en estas condiciones los filetes de la tuerca podrían fallar a cortante. El caso más común es aquel en el que la tuerca es más débil que el tornillo. el conjunto podría barrerse por el diámetro de paso[1]. que es igual a la fuerza total que se transmite del perno a la tuerca. Debido a las inexactitudes de los filetes. Inexactitud de los filetes Parte de la junta Tuerca Fbt Perno LT Figura 8. El esfuerzo máximo por cortante puede calcularse como el esfuerzo promedio. por la raíces. es decir Fbt. de tal manera que la carga tiende a distribuirse uniformemente en todos los filetes. Aba (8. cuando el perno y la tuerca tienen igual resistencia. mientras que cuando la tuerca (o el tornillo) es muy dúctil. produciéndose el mismo fenómeno hasta la rotura de todos los filetes.2. ya que hay mayor posibilidad de fluencia del material. y si la carga es lo suficientemente grande como para producir la falla.1 Esfuerzo cortante en los filetes de una rosca Las partes roscadas del perno y de la tuerca de una conexión están sometidas a cortante. Cuando el tornillo y la tuerca son muy duros.20 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8. compensando las inexactitudes existentes. es decir dr. los filetes de ésta tienden a barrerse Un problema que se tiene en las conexiones es que la falta de exactitud de los filetes hace que la carga no se distribuya uniformemente en todos los pares de filetes. Si en un material dúctil el esfuerzo cortante es lo suficientemente grande como para producir el barrido de los filetes.21). . La falla ocurre dependiendo de las resistencias relativas del perno y de la tuerca. ya que los filetes se encargan de transmitir la fuerza de tracción del perno. estudiemos la expresión para el esfuerzo. sino que la carga podría ser tomada por algunos pares de filetes (véase la figura 8.36) El área Aba del perno y el de la tuerca son diferentes. Finalmente. Aba: S sba  Fbt . éstos fallarán (sin deformación plástica apreciable) dejando toda la carga a los pares de filetes siguientes. todos éstos habrán fluido plásticamente antes de la rotura. la carga se distribuye en algunos pares de filetes.21. tal como se aprecia en la figura 8. Si la tuerca es menos resistente que el perno. la cual es aproximadamente igual al perímetro de un círculo de diámetro dr. Cuando el perno es más débil que la tuerca.4. la carga tiende a distribuirse de manera más uniforme. La figura 8. Teniendo en cuenta esto. dado por: Nf  donde LT es la longitud de la tuerca (figura 8. donde 1 nf  LT . p (8. . se tome: 1 nf  N f .CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 21 multiplicado por el ancho del filete en la raíz. Norton[1] recomienda que el número de filetes que toman la carga. el cual se ha expresado en función del paso de la rosca.38) Se recomienda tomar valores de nf más cercanos a 1 que a Nf[1]. se deben tomar valores más cercanos a 1 en la medida en que se prevean mayores imperfecciones en la elaboración del tornillo y la tuerca. Aba = (Wi p)dr (tornillo) Wi p dr/2 Figura 8.22 Área de la raíz de un filete de un tornillo sometida a cortante El área total a cortante es igual al área de la raíz de un filete.  drWi p. para la tuerca tenemos: Aba  d (Wo p)n f .40) donde Wo p es el ancho del filete en la raíz de la tuerca y Wo es una constante que depende del tipo de rosca.21).6.39) El área a cortante de la tuerca es diferente a la del tornillo. donde Wi es una constante que depende del tipo de rosca. p (8. donde 1 nf  LT . Como se dijo. nf. y cuando se esté trabajando con materiales frágiles. LT .37) donde Nf es el número de filetes del perno en contacto con la tuerca. En conclusión para el perno: Aba  d r (Wi p)n f . (8. ya que el ancho del filete en la raíz es diferente y el diámetro de la zona a cortante de la tuerca es mayor (igual a d). el esfuerzo no se distribuye uniformemente en todos los filetes debido a los errores de manufactura. Wi p. multiplicada por el número de filetes en contacto. p (8. Los valores de Wi y Wo están consignados en la tabla 8. generalmente. flexión. aunque ésta tiende a ser muy pequeña en la mayoría de los casos. torsión y cizalladura). aunque lo más común es que soporte sólo tracción.63 0.23 Pernos en un sistema chumacera-pedestal .5d.41. debe ser tal que el área sometida a cortante sea lo suficientemente grande como para dar cumplimiento a la ecuación 8. si la tuerca es lo suficientemente larga.2. los pernos se usan para fijar una chumacera al pedestal. la longitud roscada mínima será de 1.5d garantizará que la resistencia al barrido sea mayor que la resistencia a tracción. la carga de torsión generada durante el apriete tiende a desaparecer durante el trabajo y. debe verificarse que el esfuerzo cortante en la tuerca y aquel en el perno no sobrepasen un valor permisible o de diseño: S sba  S ys N ba .50 0.22 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Tabla 8. Para el caso de perforaciones roscadas. el perno fallará primero a tracción en el núcleo antes que por barrido de los filetes. 8. Además.80 0. latón o bronce.23. (8.88 0.6 Coeficientes Wi y Wo para roscas estándar. Para un tornillo de acero y un agujero roscado en hierro fundido. entonces. se recomienda que la longitud roscada sea mayor o igual al diámetro d. Chumacera Rv +Wc Rh Pared Pedestal Wp Figura 8.77 0. no se tiene en cuenta. Debido al apriete de los pernos.4. Para un tornillo de acero y un agujero roscado en aluminio. si los materiales son iguales. LT. éstos están sometidos a tracción. De acuerdo con Norton[1].90 Wo 0. en las que el perno y la tuerca son del mismo material.41) Longitud de tuerca o de perforación roscada La longitud de la tuerca. De manera similar. si las arandelas no quedan paralelas) podrían generar flexión.50 0. y éste a una pared metálica. Tipo de filete UNS/ISO Cuadrada Acme Diente de sierra Wi 0. la longitud roscada mínima será de 2d.83 Puede asumirse que el estado de esfuerzo por cortante en los filetes es simple. La forma de aplicación de las cargas y la inexactitud de las piezas (por ejemplo.2 Cargas en los pernos Un perno puede soportar diferentes tipos de carga (axial. para roscas UNS o ISO. con d  1 in. La condición LT  0. En el ejemplo de la figura 8. 13. necesario para producir una fuerza inicial Fi: Ti  K i dFi . Por otro lado. al ser controlado por el operario. debe calcularse un par de apriete.4. 8.21[1] ó 0. Con el fin de lograr cierta fuerza de apriete. en ciertas ocasiones la fuerza de apriete sobre el perno es poco predecible. los cuales perjudicarían el buen funcionamiento de las máquinas. Los torquímetros no se usan en todas las aplicaciones. dependiendo de la magnitud de las fuerzas paralelas a las superficies en contacto de las partes a unir y de las holguras en el montaje de los pernos. por consiguiente.15[3]. Es conveniente que el tornillo esté lubricado en el momento del apriete. dinámica: variable o de impacto). Si no se conoce la fuerza inicial.2. las deformaciones producidas durante el apriete de los tornillos deben controlarse con el fin de evitar excentricidades o pandeos. Éstos se encargarían de posicionar las partes a unir y de soportar las fuerzas cortantes. Ti. el cual es una llave especial que controla el par de apriete y.18 a . Existen varias recomendaciones para el valor de Ki. se puede usar un torquímetro. para pernos lubricados. dos formas de calcular pernos[3]: (i) Diseño de pernos con tracción inicial conocida (ii) Diseño de pernos con tracción inicial desconocida En ciertas aplicaciones es necesario controlar el apriete de los tornillos. podrá darle un apriete grande o pequeño. pueden usarse clavijas (pasadores)[1]. Entonces. un perno soporta cargas combinadas variables. En culatas de motores de combustión interna y en máquinas de alta velocidad como turbinas y centrífugas. ya que una persona al apretar un tornillo con una llave convencional. puede aplicarse una ecuación adecuada para su diseño. en el caso más general. Se propone usar la siguiente ecuación[1-4] para calcular el par de apriete. mientras que los pernos estarían sometidos sólo a tracción.3 Tracción inicial conocida Par de apriete Con el fin de lograr que el perno adquiera determinada fuerza inicial. Ki podría tomarse igual a 0. De acuerdo con datos suministrados en la literatura. entonces. no podrá calcularse la fuerza total y el diseño deberá ser empírico.42) donde Fi es la fuerza inicial. la fuerza de apriete aplicada a los pernos. 0. por lo tanto. (8. las cargas pueden ser de diferente carácter (estática. con el fin de reducir el par de torsión requerido. así como el esfuerzo cortante que se genera por la torsión. puede calcularse la fuerza total sobre el perno Fbt. Para que los pernos no queden sometidos a cortante directo. Dichas fuerzas normales tienen la capacidad de generar fuerzas de fricción para equilibrar algunas de las fuerzas externas.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 23 El apriete de los pernos produce fuerzas normales de compresión en las superficies de las partes a unir. depende de si el tornillo está lubricado o no. Estudiaremos primero el caso de tracción inicial conocida. cuyo par. es desconocido y puede estar en un rango amplio. Sin embargo. con esta última y las demás cargas que actúan sobre el perno (cortante. de acuerdo con las teorías y ecuaciones dadas en los primeros capítulos del libro. los pernos se aprietan con una llave convencional (que no controla el par de torsión). dependiendo de su fuerza y criterio. que debe ser mayor o igual al valor obtenido con la ecuación 8. Cuando se conoce la fuerza de apriete sobre el perno. Existen. en muchos casos. flexión y torsión). d es el diámetro nominal (mayor) del perno y Ki es el coeficiente de par de torsión. éstos podrían estar sometidos a cortante directo. Esto conlleva a que la tracción inicial sea desconocida. o al menos lograr cierta uniformidad en el apriete de los pernos de un sistema. El coeficiente de par de torsión depende del coeficiente de fricción entre la tuerca y el tornillo. Sin embargo. 45) Resistencia del perno Si el perno está sometido a tracción estática solamente (con una fuerza máxima Fbt). 1985.90S p . Esfuerzo de apriete Es práctica común que los pernos tengan una gran precarga. Cleveland. es decir el esfuerzo normal en el perno al terminar el apriete.208 a 0. si el perno no falla durante el apriete es poco probable que falle en servicio. esto da una idea de la dispersión de los datos experimentales.18 para pernos lubricados y 0.44) donde Sp es la resistencia límite del perno (dada en las tablas 8. Sp. puede consultar las referencias [1] y [2]. es decir. pág.4) y Si es el esfuerzo inicial.75S p . la fluctuación de éste es pequeña. (8. El factor de seguridad para pernos de unión debe calcularse de la manera siguiente (y no como la simple relación de esfuerzos.24 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 0.3[2]5. Podría tomarse: Ki  0. Para pernos no lubricados Ki podría tomarse igual a 0. Budynas y Nisbett[2] recomiendan que: Si  0. El esfuerzo de tracción que se obtiene en el apriete es muy cercano a la resistencia límite del material.208[2]. debe verificarse que el factor de seguridad sea lo suficientemente grande (mayor al permisible). . S i  0. la fuerza externa no logra aumentar mucho el esfuerzo en éste.43) S i  0.75S p . Si el estudiante está interesado en la deducción de la ecuación 8.42.30 para no lubricados son recomendados por la distribución de Bowman[2]. si el esfuerzo es variable. Si  0. además.90S p .4T que generalmente se ignora ya que probablemente desaparece en el trabajo[3]. la fuerza externa que hace que Sbt = Sp. cuando las cargas sobre el pernoson dinámicas cuando las cargas sobre el pernoson estáticas (8. para pernos no lubricados. ya que el esfuerzo en el perno no es proporcional a la carga externa aplicada): NF  Fep Fe . y Norton[1] que: para conexionesreutilizables para conexionespermanente s (8. el cual está dado por: Si  Fi .18.46) donde Fep es la fuerza externa que produce la falla.3 y 8. Distribución de Bowman-Grupo Barnes. para pernos lubricados Ki  0. Fasteners Facts. At (8.15[4] ó 0. Una de las razones de esto es que al efectuar una gran precarga del perno. El par de apriete produce un esfuerzo cortante equivalente al calculado con 0. 5 Los valores de 0.21. 90. esto implica que. 23 y la 3.90S p .75S p .47) y S p At  Fi  Fep (8. kb (8.21 como: Sbt At  Fi  Fe kb .50) Este es el factor de seguridad del perno si está sometido sólo a tracción estática. S i  0. kb Fe (8.12 de los capítulos 4 y 3.90S p . T y M. y las demás cargas.48) de donde Fep  ( S p At  Fi ) (8.51) donde NF es el factor de seguridad calculado considerando sólo el efecto de tracción y Ns es el factor de seguridad calculado considerando sólo el esfuerzo cortante (la ecuación para calcular Ns se dará más adelante). Fe. y cuando las cargas sobre el pernoson dinámicas cuando las cargas sobre el pernoson estáticas (8. V.49) Reemplazando la ecuación 8. Cuando el perno soporta una combinación de cortante estático (producido por cortante directo o torsión) y tracción estática puede aplicarse la siguiente ecuación:  1 1  N  2  2 Ns   NF   1 / 2 . (8.43R) S i  0. a partir de las ecuaciones 4.52) .75S p .4. El caso en el cual ocurre flexión en el perno es poco usual y no se considera aquí. (k c  kb ) (k c  kb ) . Se deja al estudiante la deducción de esta ecuación.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 25 Podemos plantear la ecuación 8. ó para conexionesreutilizables para conexionespermanente s (8.2.49 en la 8. Un procedimiento de diseño para tracción inicial conocida Con las cargas sobre el sistema se calcula la fuerza externa por perno.43 ó 4. S i  0. (k c  kb ) kb . Luego se calcula la fuerza inicial a partir de: S i  0.46 se obtiene: N F  ( S p At  Fi ) (k c  kb ) . Cuando las cargas son variables debe aplicarse la teoría de fatiga (véase la sección 8.44R) Fi  S i At (8.5). (d) Finalmente. 8. 8. si durante el apriete el par no se controla.41.50R y 8. dinámicas. y su solución es rápida.53) (b) Deben cumplirse otras condiciones del problema. cortante directo o ambas). Para una combinación de cargas estáticas de tracción y cortante:  1 1  N  2  2 Ns   NF   1 / 2 . respectivamente. se puede asumir que el tornillo es un cilindro de diámetro igual al diámetro menor de la rosca. Como la tracción inicial es desconocida.55) donde T y V son el par de torsión y la fuerza cortante.54) donde Ss se calcula con las ecuaciones adecuadas según las cargas a soportar (torsión. en sistemas de fluido.51R) donde N F  ( S p At  Fi ) ( k c  kb ) kb Fe y Ns  S ys Ss . por lo tanto. El factor de seguridad debe ser mayor o igual al admisible. flexión o torsión) y al carácter de las cargas (constantes. debe verificarse la resistencia al barrido de los filetes de la tuerca y del tornillo usando las ecuaciones 8. (8. no se puede calcular la fuerza total en el perno y. dr: Ss  16T  d r 3  4 V dr 2 .4. los empaques deben ser apretados con la suficiente presión (la cual puede ser dada por el fabricante de éstos).  b   c (8. El problema de tracción inicial desconocida es bastante común. variables. Faires[3] propone la siguiente ecuación empírica:  6F At   1 e  (in ) S y      2/3 .2.26 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Luego se hacen las siguientes verificaciones.56) . cortante directo. para d  3 / 4 in. (c) La resistencia del perno debe ser adecuada. (8.39 y 8. estáticas). (8. (a) Se verifica que no ocurra separación de partes cuando se aplique la fuerza externa:  kc  Fi  N sep Fe  k k . por ejemplo.4 Tracción inicial desconocida La fuerza de apriete será desconocida. 8. debe usarse la ecuación adecuada de acuerdo con los tipos de solicitación (tracción. tal que el fluido no se escape.36.40. que soporta el perno a analizar. (8. el diseño consistirá en escoger “empíricamente” un diámetro adecuado. 1 in–1 puede reemplazarse por 1/(2. la variación de esta fuerza es más pequeña que la variación de Fe. se crea una concentración de esfuerzos que debe tenerse en cuenta cuando las cargas son variables (o si el material del perno es frágil. Para tamaños mayores a ¾ in.4. Presentamos aquí las ecuaciones que se pueden aplicar para el cálculo del factor de seguridad de pernos dúctiles sometidos a una carga de tracción variable producto de una fuerza externa que varía entre cero y un valor máximo. aún con carga estática). 1 in–1.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 27 En la ecuación se tiene una constante dimensional. usando la tabla 5. Cuando Fe varía entre Femin = 0 y Femax. como el diseño de pernos es un proceso iterativo.5 (capítulo 5) que da los valores de Kf para roscas de tornillo. En este libro no se profundiza en el tema de pernos sometidos a cargas variables. producirá en el perno una variación de la fuerza de tracción. Esto no sucede en los pernos. la relación entre el esfuerzo medio y el alternativo permanece constante si ocurriera una sobrecarga no contemplada en el diseño. Finalmente.0254 m). deben tenerse en cuenta ciertos aspectos importantes. consultar la referencia [1] o [2]. el esfuerzo medio y el alternativo no mantendrán su proporción.5 Pernos sometidos a cargas variables Se ha hecho una breve introducción al diseño de pernos sometidos a cargas estáticas. es decir. Cuando las cargas son combinadas variables.58) donde la fuerza Fbt se calcula con la ecuación 8. la ecuación 5. las ecuaciones del capítulo 5 para determinar el factor de seguridad (por ejemplo. Por lo tanto. por ejemplo.4S y para d  3 / 4 in. citado en 3]: At  Fe . con el fin de hacer la ecuación dimensionalmente correcta. 0. 2 (8. Fbt.  En el capítulo 5 se dijo que el factor de seguridad calculado con las ecuaciones de diseño por fatiga es correcto si el esfuerzo medio y el alternativo son siempre proporcionales. debería verificarse que el factor de seguridad sea lo suficientemente grande para estas cargas. basta convertir esta constante. Aunque los conceptos estudiados en los capítulos anteriores pueden ser aplicados al diseño de pernos. Al ocurrir una sobrecarga. . deben aplicarse ecuaciones de diseño por fatiga para cargas combinadas. 8. reemplazando a Fe por Femax. las componentes media y alternativa de la fuerza en el perno están dadas por: Fm  Fbt  Fi 2 y Fa  Fbt  Fi ..21.2. Fe. las ecuaciones 8. Ésta es una de las razones por las cuales se suele introducir en el perno una gran precarga. debido a la fuerza inicial.57 pueden utilizarse también para calcular un diámetro de prueba en el caso de tracción inicial conocida. (8.57) En el caso común en el cual un perno con tracción inicial desconocida soporte cargas diferentes a la de tracción. Debido a la precarga. etc.56 y 8. la tracción inicial en los pernos atenúa el efecto de las oscilaciones de la fuerza externa. es decir. Si se quiere trabajar con otras unidades. se propone que[5.  Como la parte roscada de un perno no es de sección uniforme.74) no son válidas en este caso. Podemos mencionar los siguientes:  Una fuerza externa variable.54 cm) ó 1/(0. por lo cual se aconseja al estudiante que quiera hacerlo. está dado por[1]: N S n ( S u  K fm Fi / At ) S n ( K fm Fm / At  K fm Fi / At )  S u K ff Fa / At .60) El factor de seguridad para la separación de partes se calcula despejando Nsep de la ecuación 8.53[1]:  kc  Fi  N sep Fe  k k .28 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS El factor de seguridad para la carga de tracción. la cual ha sido definida por la ISO. Al usar el criterio Goodman modificada para la falla por fatiga. Entre las ventajas de usar tornillos están su capacidad para ser montados y desmontados repetidamente. es necesario también verificar el factor de seguridad por fluencia. aunque no está validada experimentalmente: N ba  S n ( S us  K fm Fi / Aba ) S n ( K fm Fm / Aba  K fm Fi / Aba )  S us K ff Fa / Aba y N ba fluencia  S ys Fbt / Aba . (8. podría verificarse el factor de seguridad para el barrido de los filetes por fatiga. UNS) y la serie de roscas métricas. Existen roscas bastas. su adecuada selección e instalación son importantes para el buen desempeño de ésta.53R) Además. (8. la serie de roscas unificada (Unified National Standard. por esto. Una desventaja de los tornillos es la dificultad de ensamble automático. A pesar de ser elementos de un costo relativamente bajo en una máquina o estructura. finas y extrafinas. tienden a ser reemplazados por otros métodos. cada una de las cuales tiene sus aplicaciones particulares. usando el criterio de Goodman modificada. ALGUNAS RELACIONES GEOMÉTRICAS DE LOS PERNOS d  dr dp  2 At    d p  dr    4  2   2 . propuesta en este texto.61) 8. (8.  b   c (8.2. Se podría usar la siguiente ecuación. en algunas aplicaciones que involucran ensamble robotizado.2) Los tornillos o pernos de unión son elementos importantes en máquinas y estructuras. su gran diversidad en cuanto a formas y resistencias y su gran comercialización. el cual está dado por[1]: N fluencia  Sy Fbt / At .59) El estudiante interesado en conocer más acerca de esta ecuación y de su deducción puede consultar a Norton[1].5 Resumen sobre tornillos de unión (sección 8. Actualmente hay dos tipos de roscas para tornillos de unión. CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 29 ANÁLISIS ELÁSTICO DE TORNILLOS DE UNIÓN Fuerzas Fe  FeT nb Fb  Fe  Fc Fb  kb b Fc  k c c Fbt  Fi  Fe kb (k c  k b ) Constantes elásticas Constante elástica de las partes a unir: kc es el mínimo entre los valores calculados con las ecuaciones en (a) y (b) (a) (b) 1 1 1 1 . y Ki  0. para pernos no lubricados Tracción y esfuerzo cortante – cargas estáticas (perno dúctil):  1 1  N   2 2 Ns   NF   1 / 2 .. k c k c1 k c 2 k cn donde k ci  Ac Eci . Tracción inicial conocida Si  0. Wi y Wo se obtienen de la tabla 8. Aba N ba donde 1  n f  N f y N f  LT . Lb 2 DISEÑO DE TORNILLOS DE UNIÓN Esfuerzo cortante en los filetes de la rosca S sba  S ys Fbt  .18.. donde Ki  0.90S p . La ecuación para kemp se usa si hay una empaquetadura sin confinar.6 p Tracción inicial desconocida  6F At   1 e  (in ) S y      2/3 . si Ac es pequeña si Ac es grande 1 1 1 1 1 .. que sean del mismo material o que posean el mismo espesor. y Aba  d (Wo p)n f . donde    .    .   k c k cm1 k cm 2 k cm n kemp k cmi  dEci aeb( d / Lmi ) y k emp  Nota: la ecuación para kcmi es recomendada para las partes diferentes de la empaquetadura. Si  0. Lb1 kb 2  At Eb . donde Aba  d r (Wi p)n f . 0. para d  3 / 4 in.. At  Fe .75S p .   kb kb1 kb 2 donde kb1  Ab1 Eb . para conexiones reutilizables o cargas dinámicas para conexiones permanente s o cargas estáticas     Fi  Si At  kc Para evitar separación de partes: Fi  N sep Fe  k k b  c Par de apriete: Ti  K i dFi . para la tuerca. kb Fe N s S ys Ss y Ss  16T d r 3  4V d r 2 .21. para el perno.4S y para d  3 / 4 in. para pernos lubricados. Lci Aemp Eemp Lemp . Constante elástica del perno: en general: 1 1 1 . donde N F  ( S p At  Fi ) (k c  k b ) . podemos utilizar la ecuación 8.57). Suponga que las cargas se distribuyen por igual en cada perno. y si después de esto se encuentra que el perno está sobredimensionado o no cumple los requisitos. . se determina un nuevo diámetro (o se selecciona un nuevo material del perno) y se hacen nuevamente los cálculos.  kc Fi  N sep Fe  k k b  c     EJEMPLO 8. Con el diámetro seleccionado se hacen los cálculos y las verificaciones necesarias. Para estimar el diámetro de los pernos. Entonces. ésta es la fuerza externa total. La fuerza FeT = 15 kN actúa tratando de separar las partes. por lo tanto. N fluencia  Sy Fbt / At . Primero. 2 donde Fe varía entre 0 y Femax. la cual está sometida a cargas estáticas y debe ser montada y desmontada con cierta frecuencia. y Fbt se calcula tomando Fe = Femax S n ( S u  K fm Fi / At ) S n ( K fm Fm / At  K fm Fi / At )  S u K ff Fa / At . Calcular también el par de torsión de apriete. que actúan paralelamente a la sección transversal de los pernos.30 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Esfuerzo de tracción variable (perno dúctil): Fm  N Fbt  Fi 2 y Fa  Fbt  Fi .56 (ó la 8.24 Junta estructural atornillada Solución: La junta está sometida a varias fuerzas. producen cortante en éstos. FeT = 15 kN ½ in ½ in FeT = 15 kN 8 kN Acero estructural SAE 1020 laminado en caliente 14 kN 14 kN 4 in 1. asuma un factor de seguridad de 3. se resolverá el problema teniendo en cuenta la fuerza externa total y después se calculará el factor de seguridad para los esfuerzos combinados. Debido a las características del diseño. Las otras fuerzas (de 8 kN y 14 kN). los pernos están sometidos a una combinación de tracción y cortante directo.1 Determinar un diámetro adecuado para los pernos UNF de la junta mostrada.5 in 8 kN Figura 8. ya que el área de esfuerzo de éste es la más cercana. Los datos de interés son: d = 9/16 in. la ecuación 8.43 y 8.56: 6  1686lbf   At    1 1 in  130000lbf/in 2   2/3  0.2046   7.24.56R) La fuerza externa. que se muestran en la figura 8. Fuerza de apriete: Teniendo en cuenta que las cargas sobre la junta son estáticas y que la conexión es reutilizable.56. propiedades para pernos con tamaños desde 1/4 in hasta 1 ½ in: En la tabla 8.3): Fe  FeT 15 kN 2. De la tabla 8.1823in 2 .53: .75S p  0. es igual a la relación entre la fuerza externa total y el número de pernos (ecuación 8. debe cumplirse la inecuación 8.4903 in. Nótese que el tamaño de perno escogido encaja adecuadamente en los espacios disponibles. Sy = 130 ksi y Su = 150 ksi.3. el diámetro es menor de ¾ in. dr = 0.52: Fi  Si At  90000psi  0.56:  6F At   1 e  (in ) S y      2/3 .2030in 2  18270lbf.1 seleccionamos un perno unificado de rosca fina de diámetro d = 9/16 in. (8.2030 in2 y AT = 13/16 in para la cabeza del perno.5 kN  7500 lbf  1686lbf.75120 ksi  90 ksi. Escogemos. nb 2 9. al área requerida. además. La fuerza de apriete está dada por la ecuación 8. Fe. At = 0. escogemos el menor valor de esfuerzo de apriete. para d  3 / 4 in. por ejemplo. aplicando la ecuación 8. El diámetro escogido pertenece al rango dado para las propiedades tomadas de la tabla 8.44: Si  0. Verificación de que no haya separación de partes: Para que no haya separación de partes. valor máximo para el cual se recomienda la ecuación 8.8066 Seleccionamos un perno de alta resistencia SAE grado 8.3 encontramos las Sp = 120 ksi. por encima. Entonces. dado por las ecuaciones 8.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 31 Determinación de un diámetro de prueba: Aplicamos una de las ecuaciones para tracción inicial desconocida. Reemplazando se obtiene: kcm  (9 /16 in )(30  106 lbf/in 2 )(0.30 a 8.5 in)(4 in) menos el área correspondiente a los dos agujeros.9106 lbf/in. L 1 in Calculamos ahora kc con la ecuación 8. ya que los tornillos. están roscados en toda su longitud (véanse las ecuaciones para la longitud roscada de los pernos en la tabla 8. L El área Ac la obtenemos con los datos de la figura 8. El módulo de elasticidad del material del perno (acero) se obtuvo de la tabla A-3.1). L L 1 in Nótese que se ha utilizado el área de esfuerzo para Ab.6287(9 /16 in ) /1 in  18.09 106 lbf/in 2   14.75 in 2 .5106 lbf/in y 18.24.53R) Primero.9  106 lbf/in. de la ecuación 8.31 es equivalente a la 8. El área de traslape (contacto entre placas a unir) es igual a (1.  b   c (8.3  3.5  106 lbf/in.32 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS  kc  Fi  N sep Fe  k k .7872 y b = 0.53: N sep  Fi  k c  kb  Fe  k c   18270lbf 18.9 106 lbf/in 2  . Se toma el menor de los valores obtenidos (82.34: kb  Ab Eb At Eb (0. el área (real) es: Ac  (1.203in 2 )(30  106 lbf/in 2 )    6.75 in 2 )(30  106 lbf/in 2 )   82. calculamos las constantes elásticas del perno y de las partes a unir. que es el número de pernos. a = 0. (8. Esta área total se divide por dos. Para la junta calculamos la constante elástica con los dos procedimientos (ecuaciones 8.9 106 lbf/in 2  6. Con estos valores podemos verificar que no ocurra separación de partes.  1686lbf  18. equivalente en este caso a la 8.22: kc  Ac Ec . Ec = 30106 psi.28R) donde d = 9/16 in.5 in )(4 in )   (9 / 16 in ) 2  2. Entonces. por ser bastante cortos.6287 (tabla 8. 2 4 La constante elástica de la junta es: kc  Ac Ec (2. Como la junta posee un solo material (acero).9106 lbf/in): kc = 18.33.28: kcm  dEc aeb( d / Lm ) . y Lm = 1 in.5).1.33) y escogemos el menor valor.09  106 lbf/in.30 y 8. la combinación de las ecuaciones 8.7872)e0. Para el perno aplicamos la ecuación 8. 4 1812 lbf Reemplazamos los factores de seguridad en la ecuación 8. V Ss 4V 2 ( / 4)d r S ys 2 donde V es la fuerza cortante resultante al sumar vectorialmente la fuerza de 14 kN y la de 8 kN.577S y d r Ns    .55 0.4903in ) 2   7.203in 2 )  18270lbf  14.8  1 / 2  6. entonces. el diseño es seguro. como los factores de seguridad (por separación de partes y por resistencia) son mucho mayores que los permisibles. es decir. y dividir por dos (número de pernos): V  (7000 N) 2  (4000 N) 2  8062 N  1812 lbf.09 1686lbf   y.577S y 0. Para verificar que no ocurra barrido de los filetes. usando además la ecuación 8. para un perno con d  1 in y de material igual al de la tuerca. LT  0. podemos utilizar las ecuaciones 8.577 (130000psi)(0.9  3.2.9  (120  103 psi)(0. se verifica la condición correspondiente dada al final de la sección 8. Sin embargo.09  18. conociendo la longitud de la tuerca. Entonces: N s 0.50 y 8.51:  1 1  N  2  2 Ns   NF   1 / 2 1   1   2 7.4.8. Factor de seguridad de los pernos: Como las cargas son estáticas. La gran precarga sobre los pernos hace muy poco probable que se tengan problemas de separación de junta.1. podría pensarse en reducir el diámetro del perno a ½ in (que es el siguiente a 9/16 in) o el grado del material.54: N F  ( S p At  Fi ) (k c  kb ) 6.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 33 Este factor de seguridad es suficientemente grande. Con esto se reducirían los costos.5d garantizará que la resistencia al barrido sea mayor que la resistencia a tracción. .8 kb Fe 6.8 2  14. El factor de seguridad es mayor al admisible. mayor de la unidad.25 Gatos mecánicos de tornillo (b) Cojinete Mordaza fija Barra Mordaza móvil Tornillo de potencia Tuerca Figura 8.1 Introducción Los tornillos de potencia. gatos mecánicos. son dispositivos mecánicos que convierten un giro o desplazamiento angular en un desplazamiento rectilíneo. en la que el filete recorre una gran distancia a lo largo de la hélice.25 y 8. lo cual se hace mediante una relación de movimiento. Los tornillos de potencia se usan en dispositivos como prensas de mesa. máquinas herramientas y elementos elevadores (figuras 8.3 TORNILLOS DE POTENCIA 8. llamados también tornillos de transmisión.3.26). En la mayoría de sus aplicaciones.26 Prensa manual de tornillo . transmitiendo fuerza y potencia mecánica. estos elementos se utilizan para “aumentar” las fuerzas o pares de torsión. husillos o ejes de avance de tornos.34 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS 8. W W (a) Figura 8. mientras que el elemento movido avanza una pequeña cantidad a lo largo del eje del tornillo. 27.2 Tipos de roscas estándar para tornillos de potencia Existen algunos tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia: (a) cuadrada.663p d dm dr (c) Rosca diente de sierra Figura 8.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 35 8. En la práctica.163p 7° 45° Carga 0. con el fin de facilitar su manufactura. la rosca Acme tiene la ventaja de tener mayor facilidad de manufactura y la posibilidad de usar una tuerca partida que pueda usarse para compensar el desgaste en los filetes.27 Tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia Las variables de la figura son: p: paso de la rosca d: diámetro mayor del tornillo dm: diámetro medio del tornillo dr: diámetro menor o de raíz del tornillo De acuerdo con Budynas y Nisbett[2]. algunas veces se construyen variantes de éstas. Debido a su ángulo entre flancos. La ventaja principal de la rosca cuadrada es su mayor eficiencia (como se verá más adelante). por ejemplo. (b) trapezoidal: rosca Acme y (c) diente de sierra.c). La rosca de diente de sierra posee mayor resistencia en la raíz del filete y es adecuada para transmitir grandes fuerzas en un solo sentido (en el mostrado en la figura 8. a veces la rosca cuadrada se construye con un ángulo entre flancos de 10°. .3. La rosca Acme es una elección común[1].27. p p/2 p/2 p/2 p/2 p 29° d dr (a) Rosca cuadrada dm d dr (b) Rosca trapezoidal o Acme dm p 0. no es intensa la necesidad de un estándar para las roscas de tornillos de potencia. los cuales se muestran en la figura 8. 438 0.750 Diámetro menor dr (in) 0.200 0.100 0.580 3.333 2.250 0. la componente del peso en la dirección del plano actúa en la dirección del movimiento facilitando la tarea de hacer descender la carga.500 3.032 0.167 0.071 0.417 2. en los cuales una persona sube y baja una carga a lo largo de una superficie inclinada con fricción. Diámetro mayor d (in) 0.250 1.000 4.292 0.7 Principales dimensiones de las roscas Acme americana estándar.077 0.32 13. el par produce el giro del tornillo.313 0.000 3. Tabla 8.250 0.333 0.333 0.250 1. esto ocurre si la componente del peso en la dirección del movimiento es mayor que . igual al trabajo para elevar el peso más el trabajo requerido para vencer la fricción en los filetes (trabajo que se pierde en forma de calor).625 0. El par de torsión que se debe aplicar depende de la geometría del tornillo.500 4.353 1.142 3.125 1.025 1.083 0.442 0.708 0.200 0.500 0.500 0. el cual es convertido en un desplazamiento rectilíneo vertical que va acompañado de la fuerza axial necesaria para mover el peso. si este último es mayor que el requerido para vencer la fricción.500 0.25.80 8. el tornillo descendería sólo sin necesidad de aplicar par de torsión.750 3.750 3.500 0.333 0.053 0.250 2.500 Paso p (in) 0.110 0.250 4.36 16.354 0.000 3.976 4.000 2.241 0.583 2.3.219 0.083 0. del peso de la carga.063 0.167 2.36 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS La tabla 8.200 0.167 0.750 1.500 5.918 2.375 1.500 4.670 10.900 1.125 0.28.875 1.450 0. Cuando la carga se está elevando se tiene que efectuar un trabajo.400 0. el trabajo requerido para bajar la carga es igual al necesario para vencer la fricción menos el trabajo que efectúa el peso.500 1.396 0.909 5. el peso efectúa un trabajo positivo sobre el gato. Cuando la carga se hace descender.925 1.375 1.000 4.250 0.583 0.250 3.792 0.7 presenta las dimensiones principales de las roscas Acme americana estándar.375 0. En el caso (a) la componente del peso de la carga en la dirección del plano inclinado y la fuerza de fricción se oponen al movimiento.250 0.083 2.747 0. Para entender mejor esto.150 1. por lo tanto.750 4.307 0.3 Par de giro Centremos nuestra atención en el gato de tornillo de la figura 8. considere los casos mostrados en la figura 8.500 0.250 0.875 2.500 0.000 Diámetro medio dm (in) 0.142 0.000 1. el trabajo que debe efectuar la persona es la resta entre el necesario para vencer la fricción y el aportado por el peso.250 1. el cual se usa para levantar un peso. Para accionar el gato se debe aplicar un par de torsión mediante una fuerza aplicada en la palanca.222 0.125 1.750 0. En el caso (b). por supuesto. Es posible que la carga descienda sola.500 1.333 0. el trabajo que efectúa la persona es igual a la suma del trabajo para subir la carga más el necesario para vencer la fricción.625 1.a.412 7.917 2.950 1. de la fricción entre los filetes de éste y de la tuerca y.800 0.108 1.277 0.667 0.188 0.568 0.750 2.500 2.500 Hilos por pulgada 16 14 12 12 10 8 6 6 5 5 5 4 4 4 4 3 3 3 2 2 2 2 2 Área de esfuerzo a tracción At (in2) 0.563 0.050 1. b). Para aclarar esto considere la prensa de mesa de la figura 8. diámetro menor. por lo tanto. Cuando se está desapretando la pieza. y ángulo de hélice. No importa qué aplicación sea o si el tornillo es horizontal o tiene otra inclinación. . Las fuerzas que actúan en el sistema se distribuyen sobre los flancos del tornillo y de la tuerca. por lo tanto. d. dm. paso. Para tornillos de varias entradas el avance está dado por: l  número de entradas p. la fuerza actúa hacia abajo mientras que el movimiento es hacia arriba durante la elevación del peso). obtendríamos una superficie cuyo perfil correspondería a las líneas inclinadas de los triángulos de la figura 8.30. p. y un trabajo de pérdidas debido a la acción de las fuerzas de fricción en los flancos de los filetes (figura 8. La figura 8. Algo similar ocurre con el tornillo como se explicó en el párrafo anterior.29.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 37 la fuerza de fricción (coeficiente de fricción suficientemente pequeño o ángulo de inclinación suficientemente grande). ésta ejerce una fuerza contraria al movimiento del tornillo. con lo cual el tornillo sube (o baja) efectuándose un trabajo útil. (8. el par para “subir” será el que se requiere para mover el tornillo en dirección contraria a la de la fuerza (en el gato de tornillo. el par requerido es menor y será Tb. Se produce un giro del tornillo mediante la aplicación del par Ts (o Tb).29. con diámetro medio. los cuales están inclinados un ángulo . El par para bajar será el requerido cuando el movimiento tiene la misma dirección de la fuerza. que actúa sobre la fuerza F. En esta sección se determinarán expresiones para calcular los pares de giro Ts y Tb.26. el par de torsión a aplicar será Ts. Ts. ángulo de avance.28 El trabajo efectuado para elevar una carga es mayor que el requerido para hacerla descender En el diseño de cualquier tornillo de potencia puede ser necesario calcular el par de torsión requerido para “subir” la carga. que en la mayoría de los casos es igual al paso (cuando el tornillo es de una sola entrada). . Cuando se está prensando una pieza.29 muestra un tornillo de potencia con su tuerca. y diámetro mayor. el tornillo se mueve en la dirección de la fuerza. y el par necesario para “bajarla”.a. Si “enderezáramos” el flanco del filete de la tuerca de la figura 8. dr. donde Nf es el número de filetes en contacto y l es el avance del tornillo. Tb.62) . Ff W Fn Ff Fn W (a) (b) Figura 8. la suma de esas fuerzas es Ps.a. Tb) se generan unas fuerzas de fricción en los flancos. al subir la carga Nf l Figura 8.38 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS F   p Tb Ts Tuerca p: d: dr: dm: : : F: Ts: Tb: paso diámetro mayor diámetro menor diámetro medio ángulo de avance ángulo de hélice fuerza axial de compresión par requerido para subir par requerido para bajar F/2 F/2 dr d dm Ts Tb (b) Al aplicar el par para subir la carga.30.29 Tornillo de potencia con rosca cuadrada F Ps  Fn Nf l F  Fn  Fn Nf dm (b) Fuerzas en los filetes. La fuerza F es la fuerza que actúa sobre el tornillo y es vertical. Ts (o el par para bajar la carga. al analizar el filete “enderezado”. que se oponen al movimiento de rotación (a) Figura 8. al bajar la carga Pb  Fn Nf dm (a) Fuerzas en los filetes. cuya resultante es igual a cero (pero no el par). nótese que al aplicar un par al tornillo. En el flanco aparecen dos reacciones.30 Fuerzas que actúan en el filete de la tuerca de una transmisión de tornillo de potencia Analicemos las fuerzas de la figura 8. la fuerza Ps es la debida al par de torsión. se generan fuerzas a lo largo del flanco del filete. la fuerza normal Fn y . la cual se opone al movimiento (se opone a la fuerza Ps).63) (8.71) . (8. la sumatoria de fuerzas horizontales y la sumatoria de fuerzas verticales son iguales a cero: Para elevar la carga  F H  0.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 39 la fuerza de fricción Fn. De acuerdo con la figura 8. entonces Fn  Ps . sen   cos (8. d m (8. sen   cos  (8.64)  F V  0. Para eliminar la fuerza normal Fn. Si el sistema está en equilibrio.68) La fuerza Ps es la debida al par Ts. 1   tan (8. De las dos últimas ecuaciones se obtiene que: Ts  F d m tan   . Fn cos  F  Fn sen  0 .67) Dividiendo por cos todos los términos del numerador y del denominador se obtiene: Ps  F tan   . Ps  Fn cos  Fn sen  0 .70) También se puede obtener una expresión para el par de torsión para subir. entonces Ts = Ps(dm/2). el diámetro medio y el avance del tornillo. 2 1   tan (8.66) de donde: Ps  F sen   cos  . en función de la fuerza F. Ts.69) ya que el radio medio de los flancos que hemos “enderezado” es igual a la mitad del diámetro medio. Nótese que la sumatoria de fuerzas de fricción en la tuerca (no enderezada) es igual a cero.64: Fn (sen   cos )  Ps . quedando un par resultante debido a la fricción. se despeja de la ecuación 8.30: tan   l .65) Ps cos    sen   F  0.63 y se reemplaza en la 8. cos    sen (8. es decir si se mueve a velocidad constante (o si la aceleración es despreciable). (8. 2 πd  l 2 1   tan  m cos F cos F (8. Un caso más general es el de una rosca trapezoidal con un ángulo entre flancos 2F (las roscas Acme tienen un ángulo entre flancos de 29°. Para rosca Acme F = 14. Se propone al estudiante deducir esta ecuación. l d m  l 2 2 1  πd m πd m (8. a menos que se aplique un par Tb (dado por la ecuación) que se oponga a este movimiento. A continuación se dan las ecuaciones para rosca trapezoidal: πdm  tan   d d cos F cos F Ts  F m F m . esto no ocurre con el par para bajarla.b y planteando las ecuaciones de equilibrio se puede obtener la siguiente expresión. 2 d m  l  tan  1 (8. Tomando el diagrama de cuerpo libre de la figura 8.27. Tb  F d m d m  l   tan  . de la ecuación 8. tal como se muestra en la figura 8. Para bajar la carga Un análisis similar puede hacerse para el caso en el cual la carga se “baja”.75 se puede concluir que el par para subir la carga es siempre positivo.76 se concluye que si /cosF < tan (o si dm/cosF < l).5° y para rosca cuadrada F = 0.75) πdm  l  tan  d m cos F d m cos F Tb  F F .b).73) Con la ecuación 8.40 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Reemplazando ésta en la ecuación 8. Por ejemplo.70: l  d m l  d πd m d πd m Ts  F m F m .73 se determina el par de torsión requerido para subir.30.70 o la 8. Cuando /cosF > tan (o .76) Estas ecuaciones pueden utilizarse tanto para roscas trapezoidales como para roscas cuadradas. Tb es menor que cero. l  tan  2 πd  2 1 m cos F cos F l (8. 2 d m  l (8. 8.74) Las ecuaciones anteriores son válidas para rosca cuadrada. esto significa que la carga descenderá por si sola.3.72) entonces Ts  F d m l  d m .4 Autoaseguramiento De la ecuación 8. el tornillo no girará solo y la carga permanecerá en su sitio.5 Eficiencia mecánica Parte del trabajo realizado en una transmisión de tornillo de potencia se entrega al sistema que se está accionando. a menos que se ejerza un par que se oponga al movimiento).77. La eficiencia mecánica de un tornillo de potencia se define igual que en otros sistemas. El trabajo efectuado por el par de torsión es igual a éste por el ángulo de giro producido (una vuelta). lo cual hace que la fuerza de fricción también sea mayor.Cuando Tb > 0.5° y para rosca cuadrada F = 0. calcularemos los trabajos para una vuelta del tornillo. Podemos concluir que una rosca Acme es menos eficiente que una rosca cuadrada. podemos afirmar que el tornillo es autoasegurante si:  > tan cosF. En la figura 8.3. cuando esta condición se cumple se dice que el tornillo es autoasegurante: . el tornillo es autoasegurante (se requiere un par para hacer descender la carga). debido a la fricción en los flancos. El trabajo que entra al sistema. F Fn  Fn’/cosF Fn’ Figura 8. entonces: . es igual al trabajo que sale (el que recibe la máquina accionada). pero la otra se pierde en forma de calor. Se aclara que las ecuaciones para el cálculo de los pares y la condición de autoaseguramiento asumen una condición de carga estática. además. más el trabajo de pérdidas debido a la fuerza de fricción: U entra  U sale  U pérdidas. las roscas trapezoidales pueden ser autoasegurantes con valores menores del coeficiente de fricción. Si F = 0 (rosca cuadrada) la fuerza normal que actuaría sería aproximadamente Fn’. (8.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 41 dm/cosF > l). se define como: e U sale  1. . pero en las roscas trapezoidales la fuerza normal es mayor (Fn > Fn’).79) Para hacer la deducción de una ecuación apropiada para la eficiencia.76. la última inecuación no garantiza que el tornillo sea autoasegurante. (8. el tornillo no es autoasegurante (la carga desciende por si sola.Cuando Tb  0. Del análisis de la ecuación 8. Esto se puede deducir de la inecuación 8. Además. debido al par aplicado.31 se observa que el ángulo de inclinación del flanco aumenta la fuerza normal en éste. si la fricción es mayor. En caso de vibración o carga dinámica. e. Se puede mencionar también que como la fricción aumenta con el ángulo del flanco.3.5) y la condición de autoaseguramiento de los tornillos.78) La eficiencia. también lo serán los pares Ts y Tb. Analicemos qué pasa con la eficiencia (sección 8. U entra (8. el par requerido para hacer descender la carga es menor.77) Para rosca Acme F = 14.31 Fuerza normal en los flancos de una rosca trapezoidal 8. 84) La ecuación anterior y la 8.84 permite también analizar los ángulos de avance que producen mayores eficiencias. las mayores eficiencias se logran para ángulos de avance. menor será la eficiencia (conclusión a la que se había llegado en la sección 8. y teniendo en cuenta que: l  tan  . Como la fricción es rodante.6 8.82) Al reemplazar en ésta la ecuación 8. entonces. 2Ts (8.3.71R)  tan  cos F e  tan  . La figura 8.5°).4). una “estacionaria” y otra rotatoria. por lo que aparecerán fuerzas de fricción que se oponen al movimiento. la cual está en contacto con la cabeza giratoria del tornillo. (8. cercanos a 40°. para los cuales se obtienen eficiencias del orden del 18% al 36%. si el coeficiente de fricción es de 0. se concluye que para roscas Acme (F = 14.32 muestra un gato de tornillo para la elevación de una carga. dm  tan   2F cos F 2 1 (8.3. (8. .75 se obtiene:  tan  cos F Fl e . d m obtenemos: (8. Las roscas Acme tienen ángulos del orden de 2° a 5°.79.83) Simplificando. los cuales poseen un tren de balines que ruedan sobre el tornillo y la tuerca. las pérdidas son mínimas. La fuerza de fricción puede expresarse como: 6 Se logran eficiencias mucho mayores con tornillos de bolas.81) Reemplazando estas dos expresiones en la ecuación 8. Si el estudiante reemplaza algunos valores de F en la ecuación anterior se dará cuenta que a mayor ángulo F. aunque es de más fácil manufactura. el cual es formado por dos superficies. tenemos que: e Fl .80) El trabajo que sale es el de la elevación de la carga: U sale  Fl.6 Cojinete de empuje En ocasiones el par de giro necesario para subir (o bajar) la carga es aumentado cuando es necesario vencer la fricción en un cojinete de empuje.82 dan la eficiencia del tornillo. Norton[1] hace un análisis extenso sobre esto. una rosca Acme es menos eficiente que una rosca cuadrada. La ecuación 8.42 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS U entra  2Ts .15. .  tan   cos F 1 (8. las fuerzas de fricción producen un par resistente. y la carga no descenderá gracias al cojinete.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 43 F f  c Fnc  c F . Tc. se puede expresar el par total necesario para elevar la carga. Tb’. (8.32. Teniendo en cuenta que el par resistente en el cojinete es una carga adicional en el sistema. aproximadamente por: Tc  F f d c F c d c  . Tb’ podría ser positivo si Tc es mayor que Tb.32 Cojinetes de empuje en un gato de tornillo Como puede observarse en la figura 8. y c es el coeficiente de fricción del cojinete.88) (8. el cual actúa normal a la superficie de fricción (Fnc = F). dc La carga no gira Cabeza giratoria Fricción La carga no gira dcmax dc dcmin Ts Cabeza giratoria Fricción dc Zona de contacto: se generan fuerzas de fricción que se oponen al movimiento Figura 8. Tb '  Tb  Tc . lo cual es aceptable para cojinetes pequeños.86) donde dc es el diámetro medio del cojinete.32): dc  d cmax  d cmin . Ts’.87) Nótese que se está asumiendo que las fuerzas de fricción están concentradas en la circunferencia media de la zona de contacto. 2 2 (8. 2 (8. (8. . y el par necesario para bajarla. que puede calcularse.89) Aun si Tb es negativo (el tornillo no es autoasegurante). así: Para subir la carga: Para bajar la carga: Ts '  Ts  Tc . para cojinetes pequeños. dado por (véase la figura 8.85) donde F es el peso de la carga a elevar (fuerza que se opone al movimiento). 7 Solicitaciones de carga en los tornillos de potencia Debido a la complejidad geométrica y a la forma en que se transmiten las cargas en los tornillos de potencia. si el tornillo no es “esbelto”. dr.  (8. y sin tener en cuenta la concentración de esfuerzos causada por la hélice del filete. como los de la figura 8. el esfuerzo debido a la fuerza axial.33.25. 7 . la ecuación 8.Los flancos de los filetes están sometidos a aplastamiento.32.3.El núcleo está sometido a una combinación de carga axial y torsión.92) donde F es la carga axial. por ejemplo. el esfuerzo cortante máximo ocurre en la periferia de la sección y está dado por: De acuerdo con Budynas y Nisbett[2]. Carga axial y torsión en el núcleo El núcleo del tornillo está sometido a una combinación de carga axial y torsión. para los cuales[1]: 0.a.33). el cual puede producir deformación plástica. citado en 1]: 0. puede calcularse como (compárese con la ecuación 8. Teóricamente. éstos están expuestos a diferentes tipos de falla (figura 8. At se calcula como (/4)dr2 (en ausencia de efecto de columna). St.a y b soportan compresión y tracción respectivamente. A continuación se analizan las cargas y los esfuerzos en los tornillos.Los flancos están sujetos a fuerzas de fricción que pueden producir desgaste prematuro.93) Para tornillos sometidos a compresión. At es el área de esfuerzo a tracción. At (8.2 para pernos)7: At    dm  dr   4 2 2  . es decir. Para el cálculo del esfuerzo cortante producido por el par de torsión. .Los filetes del tornillo y de la tuerca pueden fallar por cortante o por flexión. (8. la cual. tal como se muestra en la figura 8.92 es válida si no hay posibilidad de pandeo.91) 8.1   c  0. . . . (al igual que para roscas lubricadas) está en el rango[9. se distribuye uniformemente y está dado por: St   F .01   c  0. Esta expresión es más conservadora. La fuerza axial puede ser de tracción o de compresión dependiendo de la forma en que opere el tornillo.2. de acuerdo con datos experimentales. el signo “+” se toma cuando la carga es de tracción y el signo “–” cuando la carga es de compresión.90) Los tornillos de potencia pueden usar también cojinetes de contacto rodante. (8.02.44 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS El coeficiente de fricción para cojinetes planos lubricados. los tornillos de los gatos de la figura 8. se asume que el área del núcleo es igual a la de un círculo con diámetro igual al diámetro interior del tornillo. 95) . es decir. tanto del tornillo como de la tuerca. Ts’.34. el estado de esfuerzo en el punto crítico es el mostrado en la figura 8. Si el material del tornillo es dúctil se puede utilizar la teoría del esfuerzo cortante máximo o la del esfuerzo cortante octaédrico/von Mises.94) F T A A F (b) Aplastamiento. Considerando estas dos solicitaciones.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 45 S sT  16Ts ' d r 3 .33 Solicitaciones en los tornillos de potencia. tanto del tornillo como de la tuerca. Los flancos del tornillo y de la tuerca soportan una carga de aplastamiento F/2 F/2 (a) Tornillo de potencia Posible falla de la tuerca Posible falla del tornillo F M F Esfuerzos en el tornillo Esfuerzos en la tuerca M (c) Barrido de los filetes por cortante (d) Esfuerzos normales por flexión Figura 8. está sometida a una fuerza de aplastamiento. (8. (a) En el núcleo del tornillo (sección A-A) se presenta una combinación de carga axial y torsión. (b) El área de contacto de los flancos. (c y d) Las raíces de los filetes. las cuales están dadas por:  S  S 1   t    sT 2  S y   S ys N    2   .   2 (8. están sometidas a fuerzas cortantes y momentos flectores El esfuerzo se calcula con el par de torsión máximo en el tornillo. debido a la fuerza F que debe soportar y al par de torsión requerido para su accionamiento. 98) donde Wi y Wo son constantes que dependen del tipo de rosca (cuadrada.22 y las ecuaciones 8. p (8. y p (8.2.37 y 8. tal como se estudió para el caso de pernos (ecuaciones 8.34 Estado de esfuerzo del punto crítico del núcleo del tornillo Cortante en los filetes En la sección 8. Como se discutió anteriormente.46 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS donde: . Entonces Aba  d r (Wi p)n f . Aba. F. tal como se muestra en la figura 8. consecuentemente (según las ecuaciones 2. para la TECO/von Mises St SsT SsT St Figura 8.577Sy.33. Budynas y Nisbett[2] consideran el filete como una viga en voladizo y. Acme. Los filetes del tornillo y de la tuerca pueden fallar por cortante.31 o 2. el esfuerzo cortante máximo sería 1. p (8.99) .5Sy. nf tiene en cuenta que el esfuerzo no se distribuye uniformemente en todos los filetes debido a errores de manufactura. Nf : 1 nf  N f  LT . donde 1 nf  LT . Por otro lado.c.96) El área Aba está dada por las ecuaciones estudiadas para el caso de pernos de unión (véanse la figura 8. que es igual a la fuerza total que se transmite del tornillo a la tuerca. Adoptando el método más conservador: S sba  3 F . produciéndose el barrido de éstos.29 del capítulo 2). para la tuerca.1 se estudió la solicitación a cortante de los filetes de los pernos.39 y 8. diente de sierra) y se dan en la tabla 8. Según Norton[1]. 2 Aba (8. para el tornillo.6 (repetida a continuación). donde 1 nf  LT .40).38). nf es menor o igual que el número de filetes del tornillo en contacto con la tuerca.4. para la TECM . dividida por el área total de la raíz del filete. pero plantearemos las ecuaciones necesarias.5 veces el esfuerzo promedio.97) Aba  d (Wo p)n f . En los tornillos de potencia ocurre esencialmente lo mismo. el esfuerzo máximo por cortante puede calcularse como el esfuerzo promedio.Sys = 0.Sys = 0. así que no nos detendremos en el mismo análisis efectuado allí. Por lo tanto. 35).50 0. (8.100) Coeficientes Wi y Wo para roscas estándar.101) Flexión en los filetes Como se observa en la figura 8. Por otro lado. los filetes actúan como vigas en voladizo soportando una carga transversal distribuida.102) entonces.88 0.7p p LT = 2.63.90 Wo 0. El máximo esfuerzo normal por flexión.80 0. ya que éstos poseen una menor capacidad de deformación para compensar las imperfecciones. el segundo 25%.103) .63 0. según los datos de arriba n f  2.…. Consecuentemente. puede calcularse como:  h  W p  F   i   2  2  S flex  Mc  . y cuando se esté trabajando con materiales frágiles.7 filetes Los esfuerzos cortantes en los filetes de la tuerca y del tornillo no deben sobrepasar los valores permisibles o de diseño: S sba  S ys N ba . algunos experimentos indican que el primer filete en contacto soporta 38% de la fuerza.6 R (8.77 0. Se recomienda tomar valores de nf más cercanos a 1 que a Nf[1].33. p (8. De acuerdo con esto: En general 1  n f  LT / p . el séptimo 0%[2].7p Figura 8. Tabla 8. S flex  3Fh .83 p p 0.50 0. Tipo de filete UNS/ISO Cuadrada Acme Diente de sierra Wi 0. y aún más cercanos a 1 en la medida en que se prevean mayores imperfecciones en la elaboración del tornillo y de la tuerca.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 47 donde LT es la longitud de la tuerca (figura 8. d r n f (Wi p) 2 donde 1 nf  LT . el tercero 18%.b. 1 I flex 3 (d r n f )(Wi p) 12 (8.35 Ejemplo de una tuerca con Nf = 2. éstos pueden fallar por flexión. para el tornillo. 48 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Similarmente, para la tuerca: S flex  3Fh , dn f (Wo p) 2 donde 1 nf  LT . p (8.104) Los esfuerzos normales en los filetes de la tuerca y del tornillo no deben sobrepasar los valores permisibles o de diseño: S flex  Sy N flex . (8.105) Aplastamiento Los flancos de los filetes del tornillo y de la tuerca soportan una carga de aplastamiento (compresión) a lo largo y ancho de toda la superficie de contacto, debido a que la fuerza F es transmitida del tornillo a la tuerca a través de los flancos (figura 8.33.b). La carga puede producir deformación plástica si el esfuerzo normal de compresión excede la resistencia de fluencia en compresión. Suponiendo que el esfuerzo se distribuye uniformemente en toda la superficie, éste puede calcularse como: S ap  F , Aap (8.106) donde Aap es el área sometida a aplastamiento, la cual puede determinarse como (véase la figura 8.36): Aap  d m hn f , donde 1 nf  LT , p (8.107) donde h es la altura de trabajo del filete, dada en la tabla 8.8 para las roscas normalizadas. Aap = dmh h dm/2 Figura 8.36 Área de un filete de tornillo sometida a aplastamiento Tabla 8.8 Altura de trabajo del filete de roscas estándar. Tipo de filete Cuadrada Acme Diente de sierra h p/2 p/2 0.663p Para el aplastamiento, debe verificarse que el esfuerzo (que es igual para el tornillo y para la tuerca) no sobrepase los valores permisibles o de diseño de los materiales del tornillo y de la tuerca: CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 49 S ap  S d ap  S yc N ap . (8.108) Desgaste La fuerza de aplastamiento es una fuerza normal a la superficie en la cual actúa y genera la fuerza de fricción al producirse el giro del tornillo. Como la fuerza de fricción es directamente proporcional a la fuerza de aplastamiento, debe evitarse que ésta supere un valor que produzca un desgaste prematuro de los filetes. Dobrovoslki[8] propone trabajar con los siguientes esfuerzos permisibles: 12 a 20 MPa (tornillode acero y tuercade bronce) S d ap  S yc / N ap  80 MPa (tornillode acero y tuercade hierro fundido) (8.109) Los valores anteriores son sólo una guía, ya que las resistencias de las fundiciones de hierro y de las aleaciones de bronce varían en un rango muy amplio. Por ejemplo, según la tabla A-3.6 del apéndice 3, para las aleaciones de cobre 70 MPa  Sy  435 MPa. Por otro lado, es importante anotar que estas recomendaciones de Dobrovoslki[8] parecen estar basadas en la asunción de que nf = Nf, aunque se sabe que en la práctica la carga no se distribuye uniformemente en todos los filetes. Al seleccionar Sd-ap, asegúrese de que éste sea mucho menor que Syc. Longitud de tuerca (LT) La longitud de la tuerca tiende a incidir en las magnitudes de los esfuerzos cortantes, por flexión y por aplastamiento en los filetes, y debe ser tal que éstos no fallen por estas tres solicitaciones. De acuerdo con Norton[1], para tuerca y tornillo del mismo material: LT  0.5d, para roscas Acme con d  1 in, y LT  0.6d, para roscas Acme con d > 1 in. (8.110) (8.111) LT d Figura 8.37 Diámetro mayor, d, y longitud, LT, de una tuerca Con estos valores (si la tuerca y el tornillo son del mismo material) la resistencia al cortante superará la resistencia a la carga axial en tracción[1]. Entonces, no habría necesidad de usar la ecuación 8.101. 50 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Resistencia a la fatiga La resistencia a la fatiga puede evaluarse usando el método von Mises para esfuerzo multiaxial simple, estudiado en la sección 5.12 del capítulo 5. Para el tornillo, los esfuerzos nominales máximos en el punto indicado en la figura 8.38 son: S XX   S flex   16Ts ' 3Fh F , SYY  0, S ZZ   , S sXY  0, S s ZX  0, S sYZ  S sT  . (8.112) 2 At d r n f (Wi p) d r 3 St SsT z Sflex y x Figura 8.38 Estado de esfuerzo en la raíz del filete Los signos en las ecuaciones se toman dependiendo de los efectos de la fuerza F, la cual puede ser de compresión o tracción, y del momento M sobre el punto de análisis. Las componentes medias y alternativas de los esfuerzos diferentes de cero de la ecuación 8.112 son: S XXm   3Fm h F 16Tsm ' , S ZZm   m , S sYZm  , 2 At d r n f (Wi p) d r 3 3Fa h F 16Tsa ' , S ZZa   a , S sYZa  , 2 At d r n f (Wi p) d r 3 (8.113) S XXa   (8.114) donde Fm y Fa son la fuerza axial media y alternativa, respectivamente, y Tsm' y Tsa' son el par de torsión medio y alternativo, respectivamente, sobre el tornillo. Como se mencionó en la sección 5.12 (capítulo 5), cada uno de estos esfuerzos debe multiplicarse por el correspondiente factor de concentración de esfuerzos por fatiga:  XXm  K fm( M ) S XXm ,  ZZm  K fm( F ) S ZZm ,  YZm  K fm(T ) S sYZm ,  XXa  K ff ( M ) S XXa ,  ZZa  K ff ( F ) S ZZa ,  YZa  K ff (T ) S sYZa , (8.115) (8.116) donde Kfm y Kff son el factor de concentración de fatiga al esfuerzo medio y el factor de concentración de esfuerzos por fatiga para vida finita, respectivamente, y los subíndices (M), (F) y (T) para los factores Kfm y Kff indican que éstos corresponden a flexión, carga axial y torsión, respectivamente. si σ maxe  usar  .117) (8.3.119 / 5. donde los esfuerzos SXX. (8. A continuación se proponen unos pasos que pueden seguirse en el diseño de sistemas de tornillos de potencia. Probablemente durante el proceso sea necesario hacer iteraciones para que el diseño sea “óptimo”.116 se reemplazan en las ecuaciones 5.115 y 8.107.86.118) Estos esfuerzos equivalentes se sustituyen en la ecuación de fatiga adecuada (5.121) Definiendo LT  . Es decir:  maxe  S XX 2  S ZZ 2  S XX S ZZ  3S s YZ 2 .87R) donde maxe es el esfuerzo máximo equivalente de von Mises calculado sin tener en cuenta el efecto de concentración de esfuerzos. independientemente de si se quiere o no hacer análisis por fatiga. SZZ y SsYZ están dados por la ecuación 8.123) . es indispensable verificar el factor de seguridad del punto crítico mostrado en la figura 8.  Determinar el diámetro medio del tornillo con base en una adecuada resistencia al desgaste. 8.83 (capítulo 5). con lo cual se garantizaría también la resistencia al aplastamiento: El esfuerzo de aplastamiento está dado por las ecuaciones 8. si el tornillo es dúctil y se usa la aproximación Goodman modificada: Sy 1  me  ae 1 σ maxe   .87 ó 5. (8.  ae   XXa 2   ZZa 2   XXa  ZZa  3 YZa 2 . Si la tuerca es frágil.122) se obtiene: S ap  Fp . debe procederse de manera similar. d m 2 h (8. el diseñador puede tomar diferentes caminos en el diseño.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 51 Los esfuerzos en las ecuaciones 8.88). 5.106 y 8. se obtiene S ap  F d m hN f  F d m hLT / p . Como YY = XY = ZX = 0. se obtiene:  me   XXm 2   ZZm 2   XXm ZZm  3 YZ m 2 .38.82 y 5. Asumiendo que nf = Nf.8 Un procedimiento de diseño Como son varios los tipos de falla que pueden ocurrir en los tornillos de potencia y las tuercas.112. N Su Sn N N Sy (8. dm (8. Por ejemplo. (8.120) Es de anotar que si el tornillo es frágil. 52 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS de donde.5 (tuerca de una pieza)  2. Estos valores de  están basados en recomendaciones de Dobrovoslki[8] y Norton[1]. la ecuación 8.8 a 2.  Verificación de la resistencia de los filetes del tornillo y de la tuerca a los esfuerzos por flexión (ecuación 8. reemplazando Sap por el esfuerzo de diseño. dm  Fp S d aph .124 se puede expresar como: dm  2F . no sería necesaria esta verificación.8).  Verificación de la resistencia del núcleo.5 (tuerca partida) (8. (8.6d para d > 1 in.125) donde Sd-ap se define con base en los valores dados en la ecuación 8. en el caso de que se tenga un cojinete de empuje). sometido a carga axial más torsión (ecuación 8.  Verificación de que el tornillo sea autoasegurante. 2Ts ' (8.5 a 3.84).127) .105).  Cálculo de la eficiencia (ecuación 8. la resistencia al cortante superará la resistencia a la carga de tracción. Cuando se requiera que el tornillo sea no autoasegurante deberá verificarse la condición contraria. es decir.95). La eficiencia correspondiente al sistema tornillo-cojinete está dada por e'  Fl . para las cuales h = p/2 (tabla 8.  Verificación de la resistencia a la fatiga del tornillo y de la tuerca.124) Si la rosca es cuadrada o Acme. ya que el valor del coeficiente de fricción (al igual que los de otras variables) se conoce con cierta incertidumbre. Es de anotar que estas ecuaciones no tienen en cuenta las pérdidas en el cojinete de empuje ni en otros elementos de la transmisión. y valores más grandes cuando el material de la tuerca sea menos resistente que el del tornillo. Como se dijo anteriormente.126) Tomar valores cercanos a los inferiores cuando la tuerca y el tornillo son del mismo material. recomendada por Dobrovoslki[8]. si la tuerca y el tornillo son del mismo material y LT  0. S d ap (8.5d para d  1 in ó LT  0.109.82 ó 8. y  se puede tomar de la siguiente manera: 1. que  > tan cosF (o que Tb’ > 0. ya que puede necesitarse para el cálculo de la potencia requerida para accionar el tornillo. Es de anotar que es conveniente que la condición respectiva se cumpla con un margen relativamente amplio.101).  Verificación de la resistencia al barrido de los filetes del tornillo y de la tuerca (ecuación 8. por lo tanto. transmitiendo fuerza o potencia mecánica. l  tan 2 2 d m  1 cos  F cos  F l Para cojinetes de contacto deslizante lubricados: Para cojinetes de contacto rodante: d m  l  tan d m cos  F d m cos  F Tb  F F . 2 d m  tan  d d cos  F cos  F Ts  F m F m . l  tan 2 2 d m  1 cos  F cos  F 0. ALGUNAS CARACTERÍSTICAS DE LOS TORNILLOS l  número de entradas  p tan   l d m PARES DE GIRO Par para subir: Ts '  Ts  Tc . Tc  F c d c . La rosca de diente de sierra tiene una mayor capacidad de carga debido a su mayor área de raíz y sólo transmite carga en una dirección. etc. prensas.3) Los tornillos de potencia.2.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 53 8. 0.3. Par para bajar: Tb '  Tb  Tc . teniendo en cuenta el cojinete de empuje: Tb’ > 0 EFICIENCIA Eficiencia del tornillo e Fl 2Ts o  tan 1 cos  F e  tan  .1  c  0. de transmisión o de fuerza son dispositivos mecánicos que convierten un giro o movimiento angular en un desplazamiento rectilíneo. la cuadrada.  tan  cos  F Eficiencia del conjunto tornillo-cojinete de empuje e'  Fl . 2 dc  d cmax  d cmin .01  c  0.9 Resumen sobre tornillos de potencia (sección 8. 2Ts ' . podemos mencionar que la rosca cuadrada es más eficiente y que la rosca Acme es de más fácil manufactura y compensa el desgaste de los filetes cuando se utilizan tuercas partidas. Son utilizados en gatos mecánicos. Existen tres tipos de roscas normalizadas para tornillos de potencia. AUTOASEGURAMIENTO Condición de autoaseguramiento (carga estática): Tb > 0 ó  > tan cosF. la Acme y la de diente de sierra. Condición de autoaseguramiento (carga estática). dispositivos de elevación.02. Al comparar las dos primeras.. Flexión en los filetes de las roscas S flex  Sy N flex . At d r 3 d r n f (Wi p) 2  XXm  K fm( M ) S XXm .  YZa  K ff (T ) S sYZa. S s ZX  0. Para la tuerca: Aba  d (Wo p)n f .8 Fatiga Usar el método von Mises para esfuerzo multiaxial simple (sección 5.  Cortante en los filetes de las roscas S sba  S ys N ba . Para el tornillo: S flex  3Fh d r n f (Wi p) 2 . para roscas Acme con d > 1 in. S ZZa   Fa 16Tsa ' . Para la tuerca: S flex  3Fh dn f (Wo p) 2 . donde 1  n f  N f  LT p y h se lee de la tabla 8. SYY  0. S sba  3 F .  ZZa  K ff ( F ) S ZZa .54 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS RESISTENCIA DE LOS TORNILLOS Y TUERCAS Carga axial y torsión en el núcleo S  t N 2  Sy  1   S sT     S ys   2 2   . tomar: S XX   S flex   3Fh d r n f (Wi p) 2 . S ZZm   Fm 16Tsm ' . Por ejemplo. S ZZ   16Ts ' F .  ZZm  K fm( F ) S ZZm . At d r 3 S XXm   3Fm h d r n f (Wi p) 2 . Usar una ecuación de fatiga adecuada para el material (5.  YZm  K fm(T ) S sYZm. si el tornillo es dúctil y se usa la aproximación Goodman modificada: Sy 1  me  ae 1 σ maxe   .87 ó 5. S sXY  0. Aap donde Aap  d m hn f . N Su Sn N N Sy donde  maxe  S XX 2  S ZZ 2  S XX S ZZ  3S s YZ 2 . si σ maxe  usar  .6d. Para el tornillo.5d. Para el tornillo: Aba  d r (Wi p)n f . S ap  F .88 del capítulo 5). At donde At    dm  dr   4 2 2  . con 1  n f  N f  LT p Aplastamiento S ap  S d ap  S yc N ap . la resistencia al cortante de los filetes se garantiza con: LT  0. 2 Aba con 1  n f  N f  LT p Si el tornillo y la tuerca son del mismo material. S sYZm  . para roscas Acme con d  1 in.12 del capítulo 5). 5. S sYZ  S sT  .   donde S sT  16Ts ' d r 3 y St   F .  me   XXm 2   ZZ m 2   XXm ZZm  3 YZ m 2 . y LT  0. S sYZa  .  XXa  K ff ( M ) S XXa .86.  ae   XXa 2   ZZa 2   XXa  ZZa  3 YZa 2 . At d r 3 S XXa   3Fa h . . 2 Se requiere diseñar un tornillo Acme de acero. con Sy = 69 MPa. Si la rosca es cuadrada o Acme: d m  o 2F .5 para tuercas de una pieza. para accionar la prensa manual de 10 kN de la figura 8.5 para tuercas partidas dm Datos Para rosca Acme: F = 14.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 55 Desgaste S d ap  S yc / N ap  (12 a 20) MPa. dm LT   = 2. Su = 600 MPa y una dureza menor de 200 HB. La tuerca de bronce.39.5° y para rosca cuadrada:  F = 0 EJEMPLO 8.15. S d ap LT   = 1. Con el volante se hace girar el tornillo para hacer descender la placa de acero y efectuar el prensado contra la placa base.39 Prensa manual de tornillo .8 a 2. con Sy = 400 MPa.9% para vida infinita. dc.5 veces el diámetro medio del tornillo. tener en cuenta que el tornillo es mecanizado y que debe trabajarse con una confiabilidad del 99.5dm Figura 8. Para la verificación de la resistencia a la fatiga. La parte inferior del tornillo está provista de un cojinete de empuje cuyo diámetro medio. para tornillo de acero y tuerca de hierro fundido Diámetro de prueba con base en la resistencia al desgaste dm  donde Fp S d aph . y S d ap  S yc / N ap  80 MPa.5 a 3. Volante Tuerca de bronce Tornillo Viga en “I” Cojinete axial Guías Placa dc = 1. es igual a l. para tornillo de acero y tuerca de bronce. está unida a una viga en “I” de acero ASTM A36. Asuma que el coeficiente de fricción en el cojinete axial y en el contacto entre los filetes del tornillo y de la tuerca es de c =  = 0. l 2 d  2 m cos F l Reemplazando F = 10000 N.56 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Solución: Utilizaremos el procedimiento expuesto en la sección 8. .At = 0.  = c = 0.02286 m .0254 m .02286m)  0. Una última iteración indica que debe seleccionarse la siguiente rosca Acme americana estándar: .05715m. F = 14.5)(12  106 N/m 2 ) De la tabla 8. De las ecuaciones 8.3. El esfuerzo normal en los puntos críticos es la relación entre la fuerza y el área del tornillo (ecuación 8. La longitud de la tuerca está dada por la ecuación 8. La fuerza axial en el tornillo es igual a la de la placa. l = p = 0. Para calcular el esfuerzo cortante en los puntos críticos es necesario calcular el par de torsión máximo. F = 10 kN.p = 0.122: LT  d m  (2.00508 m (avance del tornillo).568 in2 = 3.8.02286 m. después de hacer las verificaciones de resistencia se concluye que este tornillo no tendría suficiente resistencia a la fatiga. se obtiene: Ts  26.72 N  m y Ts '  51.9 in = 0.664510–4 m2 Con estas dimensiones se garantiza una adecuada resistencia al desgaste y al aplastamiento. Selección de la rosca: El diámetro del tornillo se determina con base en la resistencia al desgaste de la tuerca: dm  2F .dr = 0.  (2.15.92). Sin embargo.126.88. S d ap (8.00508 m . De la ecuación 8.75 y 8. para este caso en que la tuerca es de bronce. entonces: dm  2(10  103 N)  0.8 in = 0.109). es decir. dm = 0.5° y dc = 1.8 a 2. Tc  25.574 in.0146 m  0.7 se escogería la rosca Acme con dm = 0. Verificación de la resistencia del núcleo: El núcleo del tornillo está sometido a una combinación de compresión y torsión.5dm = 0.80 N  m.667 in. 8.5) ya que la tuerca es más débil que el tornillo.86 se obtiene: d m d d cos F Ts '  Ts  Tc  F m F c c.dm = 0.02032 m . se toma  = 2.d = 1 in = 0. tomamos Sd-ap = 12 MPa (el bronce utilizado para la tuerca es de muy baja resistencia). Ts’.03429 m.5)(0.2 in = 0.125R) donde Sd-ap se escoge entre 12 MPa y 20 MPa (ecuación 8.5 ya que la tuerca es de una pieza. se toma LT  60 mm. se selecciona el valor superior del rango (1.08 N  m. deben preverse sobrecargas debido a la aplicación de cargas mayores a las de diseño de la prensa. Wo = 0. 6 filetes soportarían la carga mientras los restantes no. d = 0.80 N  m)  31.  (0.44 MPa. a pesar de los errores de manufactura.6.0254 m)(0. el factor de seguridad del núcleo es: N  6.6645 10-4 m 2 y S sT  16Ts ' d r 3  16(51.08 mm) = 11.63 (tabla 8.1. Teniendo en cuenta que la tuerca es de bronce (material relativamente flexible).6. N 2  S y   S ys   400   0. 2 Aba 2 d (Wo p)n f La fuerza es F = 10000 N.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 57 Los esfuerzos se calculan con las ecuaciones 8.5d = (0. Se efectuará la verificación de la resistencia al cortante de la tuerca.4 mm) = 12. el cálculo de la resistencia a la fatiga del tornillo arroja un factor de seguridad mucho menor.101: N ba  S ys S sba  (0. ya que LT = 60 mm > 0.95: 2 2 1  S t   S sT    27. además.00508m)(6) El factor de seguridad de la tuerca.92 y 8. la verificación de la resistencia al barrido de los filetes del tornillo no es necesaria. las cargas en el tornillo son variables y éste debe tener suficiente resistencia a la fatiga. De acuerdo con las ecuaciones 8. Como se verá más adelante.0254 m.96 y 8. 9.79 MPa La tuerca de bronce tiene suficiente resistencia al barrido. Este factor de seguridad es grande.44           .79 MPa. sin embargo.577  400      2 2 de donde. 2  (0. es decir. .00508 m.110).29 MPa At 3. rosca Acme) y nf se toma entre 1 y Nf = LT/p = (60 mm)/(5. los filetes se deformarán haciendo que los esfuerzos se distribuyan en un gran número de filetes.02032m) 3 El factor de seguridad está dado por la ecuación 8.94: St   F 10000N   27.8 filetes. p = 0.63)(0. se obtiene despejándolo de la ecuación 8.5)(25. con respecto a la falla por cortante.29   31. Tomamos nf = 6. Verificación de la resistencia a cortante de los filetes: De acuerdo con Norton[1].577)(69 MPa)  4. Reemplazando estos valores: S sba  3 10000N  9.98: S sba  3 F 3 F  .7 mm (ecuación 8. 77 y Wo = 0. Tomando Fmin = 0 y Tsmin' = 0 (los esfuerzos mínimos serían iguales a cero). S ZZm  S ZZa  13.58 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS Verificación de la resistencia a flexión de los filetes: Los esfuerzos por flexión en los filetes están dados por las ecuaciones 8.105: N flex  400  30. y. F St SsT St SsT A z Sflex y x Sflex B F Figura 8.113 y 8.02032m)(6)(0. At S sYZ  S sT  31. rosca Acme): Tornillo: S flex  3Fh 3(10  103 MN)(0. SYYm  SYYa  0.8. rosca Acme).44 MPa. S ZZ   F  St  27.50 MPa. 15.40 Estados de esfuerzo en la raíz del filete Usando la ecuación 8. dn f (Wo p) 2  (0.54 MPa.0254 m)(6)(0. . Wi = 0. S sXY  S s ZX  0.114.6.104.4.29 MPa.63  0.40 muestra los estados de esfuerzo de dos puntos críticos del tornillo. Estos valores corresponden a los esfuerzos nominales máximos. los esfuerzos medios y alternativos serían la mitad de los valores dados arriba: S XXm  S XXa  6. Verificación de la resistencia a la fatiga: La figura 8.00 MPa.00 para el tornillo. Sabiendo que h = p/2 (tabla 8.00 MPa. y N flex  69  4.63 (tabla 8.112: S XX  S flex  13.00508m / 2)   15. d r n f (Wi p) 2  (0.64 MPa.77  0. entonces Fm = Fa = F/2 y Tsm' = Tsa' = Ts'/2.103 y 8. 13. según las ecuaciones 8.8.00508m / 2)   13.00508m) 2 Tuerca: S flex  Los factores de seguridad se calculan con la ecuación 8.00508m) 2 3Fh 3(10  103 MN)(0. SYY  0.54 para la tuerca. El análisis del punto A produce lo siguiente. 10  N     1. Se' = 0. se debe concluir que A es más crítico (N = 1.7 (ecuación 5.  600 111. si σ maxe  . Por otro lado. para carga axial. De la ecuación 8.8878 (ecuaciones 5.362 (ecuación 5. vida infinita). confiabilidad del 99. Además.115 y 8.20 MPa. YZm   YZa  44. debe verificarse la resistencia a la fatiga de la tuerca. Al hacer este análisis para el punto B. Entonces. Entonces.1 para B). K = 0.119 (Goodman modificada): Sy 1  me  ae   .116 se obtiene:  XXm   XXa  18. aumentando el diámetro del tornillo o cambiando el material del tornillo (o de la tuerca). Kd = 1 (ecuación 5.9%). debe también verificarse la resistencia del tornillo con respecto a la posibilidad de pandeo.35 y asumiendo Kfm = Kf (véanse las ecuaciones 5.02032 m y Kb = 1. La rosca es tallada.9  1 De la ecuación 8. De la tabla 5. con Su = 600 MPa y superficie mecanizada).2. para la cual Kcar es menor).11.118:  me   ae  91.753 (tabla 5.  XYm   XYa   ZXm  ZXa  0.07 MPa < Sy/N = 400/1.50.28.  YYm   YYa  0.189 (de[mm])-0. Este factor es válido para carga axial y flexión.5Su = 300 MPa (ecuación 5.02286m) (de donde   4.0. tomando las condiciones más críticas).CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 59 S sYZm  S sYZa  15.21 y 5. la dureza es menor de 200 HB y se asume el valor para rosca cuadrada. Ke = 1.119.10 91.5 (capítulo 5). Verificación de tornillo autoasegurante: En esta aplicación se requiere que el tornillo sea autoasegurante con el fin de que la fuerza ejercida por la pieza a prensar no devuelva la placa. Kcar = 0. La resistencia a la fatiga corregida se determina con Ka  0.5 MPa (ecuación 5.00508m   0. Con estos esfuerzos se calcula el factor de seguridad de la ecuación 8.1.72 MPa. de  dr = 0.07 = 6.22.33): K ff ( M )  K ff ( F )  K ff (T )  K fm( M )  K fm( F )  K fm(T )  K f  2. S sXYm  S sXYa  S s ZXm  S s ZXa  0. por ejemplo.32 y 5.773 (figura 5. debe rediseñarse.20 MPa.20). la cual dependerá de todas las dimensiones de ésta y de la forma en que las fuerzas se transmitan de la viga en “I” a la tuerca. Entonces.097 = 0.05). de la ecuación 8.0 = 400 MPa.8. 5.10 MPa. el punto crítico de análisis tiene un factor de seguridad mayor para la fluencia: 400/65. Kc = 0. Sn = KSe' = 108. N Su Sn N  91.2).23. usando la ecuación 5. Los esfuerzos equivalentes están dados por las ecuaciones 8.71: tan  l 0. pero se asume también para torsión. .117 y 8.02 MPa.  ZZm   ZZa  38. Si el tornillo (o la tuerca) no tiene suficiente resistencia. El tornillo es autoasegurante si  > tan cosF. De las ecuaciones 8.120.0707 d m  (0. maxe = 65. el factor de concentración de esfuerzos por fatiga se toma como Kf = 2.26).8. Robert L.. J. G..3. Computation of Member Stiffness in Bolted Connections. 8. [4] MANEY. Moscú: MIR. En las secciones 8. México: Editorial Limusa.4 RESUMEN DEL CAPÍTULO En este capítulo se hizo un estudio introductorio de los tornillos de unión y los tornillos de potencia. Effects of Variations in the Screw Thread Coefficient of Friction on Clamping Forces of Bolted Connections. Fasteners Data Book. Trans. ASME.5)  0. 1995. . [6] WILEMAN.15. L. 8. 116. 4.2. 2008. y GREEN. Pág. 2Ts 2 (26. Predicting Bolt Tension. México: McGrawHill. 6a. Design. J. [9] LAMBERT. [7] LEHNHOFF. Steel Construction..0685   0. 1991. T. Diseño de Elementos de Máquinas. CHOUDHURY. 550-557 [8] DOBROVOSLKI. Sci. 1970. manufactura de pernos. Además. edition. [2] BUDYNAS. Mech. M.. J. la eficiencia de la prensa es menor: e'  Fl (10000N)(0. 401. Diseño de Máquinas. Cabe anotar que el cojinete de empuje mejora la condición de autoaseguramiento. y NISBETT. V. I. MCKAY. Design. T. lo que indica que el tornillo (por sí solo) es autoasegurante. M. 2Ts ' 2 (51. Págs. Págs. ASME. Algunos temas adicionales a los estudiados aquí son tipos de pernos. R. H.80 N  m) Esta eficiencia de 16% es bastante baja. métodos para el control de la precarga y arreglos de penos al cortante.82: e Fl (10000N)(0. M.00508m)   0... Eng. Member Stiffness and Contact Pressure Distribution of Bolted Joints. I. Mech. 113. K.5 y 8... Se propone al estudiante que quiera conocer más sobre estos temas consultar la referencia [1].5 REFERENCIAS Y BIBLIOGRAFÍA [1] NORTON. Eficiencia: La eficiencia del tornillo está dada por la ecuación 8. 8ª edición. 1994.00508m)   0.9 se presentaron resúmenes sobre tornillos de unión y tornillos de potencia respectivamente. 1999. A. el cual absorbe sólo una pequeña cantidad de energía. K. [3] FAIRES. Elementos de Máquinas. [5] AISC. Tercera edición. México: editorial Prentice-Hall (Pearson).16. 432-437. Para mejorarla puede reducirse el coeficiente de fricción del tornillo y del cojinete mediante una adecuada lubricación..0707)(cos14..31. J. Mech. 4ª Reimpresión. KO.08 N  m) Como en el cojinete axial existen pérdidas de energía por fricción.. Diseño en Ingeniería Mecánica de Shigley. Trans.60 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS tan cos F  (0. F. 1962. podría reemplazarse el cojinete de contacto deslizante por un rodamiento axial de bolas o rodillos (cojinete de contacto rodante). (a) Determinar el diámetro del perno utilizando la ecuación para tracción inicial desconocida.10). Desprecie la fricción en los rodamientos. Los pernos deben lubricarse antes del apriete. si la velocidad de la plataforma debe ser de 0. de prueba. (d) Determine el factor de seguridad del núcleo y los factores de seguridad de los filetes por aplastamiento. (a) Calcule un diámetro medio.02 m/s? (g) Calcule el mínimo coeficiente de fricción que debe existir entre las tuercas y los tornillos para que el tornillo sea autoasegurante.6 EJERCICIOS PROPUESTOS E-8. (b) Determine la longitud de las tuercas (estandarizada en mm). por cortante (barrido de los filetes) y por flexión. El perno es de acero grado SAE 8 con rosca UNF. Fe/2 Fe/2 Piezas de aluminio de sección circular hueca con do = 2di  2d d 2 in Fe/2 Fe/2 Figura E-8. Los tornillos y las tuercas deberán estar lubricados (asuma un coeficiente de fricción de 0. usando ecuaciones de diseño estático. Las tuercas y los tornillos son de acero SAE 1050 templado y revenido a 1200 °F. Tome nf = 2.1 La conexión mostrada está sometida a una carga externa de 1124 lbf.63. dm. (c) Calcular el factor de seguridad con base en la resistencia límite y el factor de seguridad con respecto a la separación de partes.1 E-8.2 Se requiere diseñar cuatro tornillos Acme para el accionamiento de una plataforma para elevar una carga máxima de 80 kN (incluyendo la plataforma). (b) Calcular la tracción inicial y el par de apriete correspondiente si Si = 0. (e) Calcule la eficiencia de los tornillos. Asuma  = LT/dm = 2. (f) ¿Cuál debe ser la potencia mínima aproximada que debe tener el motor eléctrico del sistema. Soporte con cojinetes rígidos de bolas Plataforma para elevar carga – tuercas Tornillos Acme Soporte inferior con rodamientos de empuje y rodamientos radiales Entrada de potencia Accionamiento de los tornillos mediante motor eléctrico y transmisión por cadenas Figura E-8.75Sp. con base en un esfuerzo de aplastamiento permisible de 20 MPa.2 . (c) Halle el par de torsión requerido en cada tornillo para subir la carga y el par necesario para bajarla.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 61 8. (b) La tracción inicial y el par de apriete necesarios para garantizar la presión necesaria en el empaque. tome un factor de seguridad permisible (estático) de 10 para todas las solicitaciones. (b) Con la fuerza calculada en (a). que puede soportar el tornillo (tenga en cuenta los diferentes tipos de falla estática que pueden ocurrir en el tornillo y la tuerca). El gato posee dos tuercas de 1 in de longitud cada una y del mismo material que el del tornillo.3 Se utilizan 8 pernos para la unión de dos tramos de tubería. p = 0. W Figura E. determine los factores de seguridad del núcleo. es de 1000 psi. (c) Calcule la eficiencia del tornillo. tiene las siguientes dimensiones: diámetro medio.583 in.167 in. diámetro menor. Sys = 0. paso.4 mm Figura E-8.9%. dr = 0. La presión requerida en el empaque de la brida.4 . el par de torsión para subir la carga y el par para bajarla. F. El diámetro interior del tubo es 4 in y lleva una presión de vapor de agua de 1500 psi.667 in. por aplastamiento. si la presión en el tubo varía entre 0 y1500 psi y la rosca es laminada (tome superficie forjada). ½” ½”  4” (interior)  6 3/16” 0.75 in.2. Para reducir el riesgo de falla por fatiga o por posibles sobrecargas. flexión y barrido de los filetes de la tuerca y el tornillo. Determine. Asuma conservadoramente que las raíces son planas y elija una confiabilidad de 99. y área de esfuerzo a tracción.8. además. d = 0. cada brida tiene ½ in de espesor. Determinar: (a) La fuerza máxima de tracción. El diámetro exterior del prensaestopas que se utiliza es 6 3/16 in. (d) Verifique que el tornillo es autoasegurante. diámetro mayor. antes de aplicar presión en el tubo.4 mm y 1500 kgf/cm2. At = 0.3 E-8. Tome  = 0. utilizando la ecuación para tracción inicial desconocida.577Sy y nf = 0. Determinar: (a) El diámetro de los pernos UNC de acero SAE grado 4. (c) Hacer las comprobaciones necesarias (y recalcular si es necesario).307 in2.62 CONCEPTOS BÁSICOS SOBRE DISEÑO DE MÁQUINAS E-8.5LT/p = 3. el cual se usa para accionar el gato mecánico de la figura. dm = 0. (d) Hallar N por el criterio de Goodman modificada.4 Un tornillo de acero SAE 1050 laminado en frío con rosca Acme. El espesor y módulo de elasticidad del empaque son 0. si la tuerca y el tornillo son del mismo material. (b) Fi = 1746 lbf.056. Nsep = 22. (d) N = 6.4 (tuerca y tornillo).1.7%.1%.52 Nm.3 (y Nfluencia = 10. (d) el tornillo es autoasegurante ya que Tb > 0 (o  = 0. Tb = 4.4 (TECO/von Mises.1 (a) d = ½ in. (g) min = 0. Nap = 9.1.4.5 (tuerca y tornillo).77 Nm.0 (tuerca) tomando Sys = 0.7. Tb = 15. sin tener en cuenta el efecto de columna). los pares en la palanca del tornillo serán el doble de éstos).077).3 (tornillo) y Nba = 13. e = 35. Un diámetro medio seguro a la fatiga sería dm = 1. (c) Ts = 34.4 (a) F = 4. (c) N = 9. (c) Nsep = 4. Nap = 45.2 (tuerca). Nba = 24. N = 19. Nota: un análisis por fatiga del tornillo produce N  0.63.4 kips.065.65 Nm. Nba = 13. Nap = 24.1 (TECO/von Mises. Kfm = Kff = 3 (el mismo del núcleo) y nf = 2. Ts = 56.01 y Nba-fluencia = 6. Nflex = 31.32 kN = 971 lbf. Tb = 7. con el cual N  1.5 (tornillo).4. min = 0. (e) e = 39.4%.0).577Sy. Nba = 23.0. (f) PM  4.7 (tornillo). (b) LT = 40 mm. por lo tanto. Nota: una verificación de la resistencia a la fatiga del tornillo produce N = 1.3 (a) d = 3/4 in. Si = 5.7 lbfin a 275.CAPÍTULO 8 DISEÑO DE TORNILLOS 63 Respuestas: E-8.8.09 kW + pérdidas en la transmisión por cadenas.1 para vida infinita. ya que la resistencia al barrido será mayor que la del núcleo. no habrá barrido de los filetes siempre que LT  0. Nflex = 27. Ts = 10. N = 10.0 (tornillo) y Nba = 5. . Nflex = 6. Nflex = 14. (c) e = 27.1 (tuerca) tomando Sys = 0. Sabiendo que d < 1 in.63 Nm. el tornillo no sería seguro. Nflex = 17. Si = 90.2 (a) dm = 0.57 Nm (éstos son los pares en cada tuerca. Nba = 5.792 in. Nota: una verificación de la resistencia de los filetes al barrido por fatiga produciría Nba = 1. sin tener en cuenta el efecto de columna).577Sy.375 in. E-8.4 (tornillo). E-8.23 Nm. LT = 70 mm. (b) Fi = 14. (b) N = 10.0 lbfin.2 > tan cosF = 0.02 y Nfluencia = 9. Ti  1296 lbfin.0 ksi.5 (tuerca). Ti = 235.4 para vida infinita.0 (tuerca). (d) N = 1.7 (tuerca).5d. asumiendo Kb = 1 (el filete es pequeño).6 (tuerca y tornillo).7 (tornillo) y Nflex = 5.22 ksi. E-8.