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Ejes, gorrones, engranajes y poleas




Enviado por chupanuca



    Indice
    1.
    Funcionamiento y formas

    2. Gorrones
    3. Engranajes
    4. Diseño de
    Engranajes

    5. Engranajes
    helicoidales

    6. Engranajes
    Cónicos

    7. Polea

    1. Funcionamiento y
    formas

    Los ejes (figura 1) soportan elementos de máquinas,
    en reposo o giratorios, como son poleas de correa,
    ruedas dentadas, rodetes, tambores y similares. Pueden estar en
    reposo, girando las piezas de máquinas que sustentan, o
    pueden girar, arrastrando dichas piezas. Soportan esfuerzos de
    flexión y transmiten momentos torsionales.
    Los ejes con orificios longitudinales en el centro se llaman ejes
    huecos (fig. 1d). Las partes de los ejes que giran en los apoyos
    se llaman gorrones o muñones. Los ejes cortos se denominan
    también ejes bulones o solamente bulones.
    Para la transmisión de fuerzas entre grupos
    móviles de accionamiento y de trabajo, se emplean
    también ejes flexibles. Están
    formados por almas de varias capas que se conducen por el
    interior de un tubo flexible, metálico, que los protege
    (figura 2).
    En general, los ejes se construyen de aceros St 42 o St 50, y los
    que están sometidos a elevados esfuerzos, de St 60. El
    empleo de
    aceros aleados, cuando existen esfuerzos oscilantes
    (flexión alternativa), solamente es ventajoso si no
    existen efectos de entalladura, ya que los aceros de alta
    resistencia
    son sumamente sensibles a este tipo de esfuerzos. Para la
    elección de los aceros pueden también ser
    determinantes las condiciones de corrosión.
    Los ejes rectos de hasta 150 mm de diámetro se obtienen
    generalmente de perfiles redondos torneados, descortezados o
    estirados en frío, y los de diámetros superiores, o
    a veces escalonados, se obtienen de piezas forjadas por
    mecanización con arranque de viruta. Los gorrones y
    escalones se terminan, según las exigencias, con un
    torneado de precisión, rectificado, pulido a presión,
    prensado o lapeado. Cuando han de estar sometidos a esfuerzos
    elevados pueden también recibir un temple superficial (el
    núcleo debe permanecer blando), y un superacabado. Los
    ejes construidos de aceros aleados de alta resistencia, no son
    más rígidos que los fabricados de aceros de
    construcción en general, ya que ambos tipos
    de material tienen igual módulo de elasticidad.
    Cuando son huecos, con diámetro de agujero de 0,5 d, pesan
    un 25 % menos que si fueran macizos, sin embargo, conservan
    aproximadamente el 95 % del momento resistente.
    Los ejes muy revolucionarlos, a partir de n = 1500 r.p.m., deben
    ser rígidos, tener apoyos fijos y estar equilibrados.
    Para evitar los desplazamientos axiales, deben fijarse mediante
    escalones (tope lateral en el cojinete), anillos de
    retención o anillos de seguridad.
    Los esfuerzos de flexión alternativos de los ejes
    giratorios, traen consigo el peligro de rotura por fatiga
    (efectos de entalladura) en todas las transiciones de
    sección, rebajes, ranuras, etc. Las puntas de
    tensión pueden eliminarse adoptando diversas precauciones
    durante el diseño.
    La figura 3 muestra la medida
    en que se hacen presentes. También pueden aparecer puntas
    de tensión cuando se montan cubos en los ejes.
    El flujo de fuerzas que circula longitudinalmente por un eje es
    de una importancia decisiva para su resistencia. En los ejemplos
    de la figura 3 se ve claramente que formas desvían
    más suavemente el flujo de fuerzas y reducen menos la
    resistencia a la fatiga. También puede desviarse
    más suavemente el flujo dotando a las piezas de ranuras de
    descarga (E en la fig. 3). Se recomienda comprobar el flujo de
    fuerzas en los ejes sometidos a esfuerzos de flexión
    alternativos, ya que, casi siempre, se encuentran posibilidades
    de aumentar la resistencia a la fatiga de estas
    piezas.

    2.
    Gorrones

    Gorrones portantes
    Los gorrones (fig. 4) son sólidos de revolución
    cilíndricos, cónicos o esféricos, situados
    en los ejes y que giran o permanecen en reposo dentro de los
    cojinetes (gorrones de marcha o de reposo).
    En los gorrones portantes la carga actúa
    perpendicularmente a su sentido longitudinal. Cuando están
    situados en el extremo de un eje, se llaman gorrones frontales:
    si van en el centro de un tramo, gorrones de cuello.
    En general, los resaltes o escalones, que pueden absorber
    pequeñas fuerzas axiales, sirven como elementos de
    seguridad de la posición axial. La altura de los resaltes
    ha de ser como mínimo a = 0,1 d y el ancho b = 0,1 …
    0.15 d. En lugar de resaltes pueden calarse también
    anillos o, en el caso de esfuerzos moderados, montarse anillos de
    ajuste (fig. 5). Los gorrones esféricos posibilitan la
    movilidad angular del eje; sin embargo, a causa de sus
    desfavorables condiciones de rozamiento, son menos apropiados que
    los gorrones de marcha. Por motivos técnicos de
    fabricación o de limitaciones de material resulta
    ventajoso, con frecuencia, utilizar gorrones sueltos atornillados
    o fijados a presión, como en el caso de los gorrones para
    cigüeñales, según la figura 6.

    Gorrones de apoyo
    Los gorrones de apoyo soportan los esfuerzos axiales de los ejes,
    sirviendo de asiento a estos elementos. Para presiones reducidas
    son adecuados los gorrones de asiento total (fig. 7a). Puesto que
    la velocidad de
    deslizamiento en la periferia es máxima, siendo nula en el
    centro, estas piezas se desgastan desigualmente y no permanecen
    planas. Teóricamente, la presión superficial en el
    centro crece hasta un valor
    infinitamente grande, lo que produce dificultades en el engrase.
    Con los gorrones de asiento anular (fig. 7b), se evita
    notablemente esta desventaja. Es conveniente utilizar gorrones
    templados que marchen contra placas de apoyo templadas o de
    hierro
    fundido. Las placas de apoyo de forma lenticular S, según
    figura 7c, se ajustan por si misma a la superficie de marcha. Los
    gorrones esféricos (fig. 7d) se ajustan también
    automáticamente, pero no son apropiados como gorrones de
    marcha a causa de las condiciones de rozamiento desfavorables que
    concurren en ellos.

    Resistencia
    Momentos de flexión y de torsión; momento de
    inercia y momento resistente
    Los ejes pueden considerarse como vigas apoyadas en dos puntos,
    sometidas a la acción de fuerzas centradas F que dan
    lugar, en las zonas de los cojinetes, a las fuerzas en los apoyos
    FA y FB. En la figura 8 se representan las secciones peligrosas
    mediante líneas onduladas y cifras. Pueden considerarse
    como peligrosas las secciones transversales de todos los
    resaltes, ranuras, gargantas y similares; en ejes lisos, la
    sección transversal en el punto del máximo momento
    de flexión. Las fuerzas F proceden de los esfuerzos en los
    dientes, de la tracción de las correas, del peso de las
    piezas soportadas, etc.
    Si las fuerzas F no actúan en un mismo plano, las fuerzas
    centradas se descomponen en sus componentes horizontales y
    verticales FX y FY., considerándose dos planos de fuerzas.
    Los momentos flectores MX y MY en estos planos perpendiculares
    entre sí, se suman geométricamente en cada una de
    las secciones, dando el momento de flexión M resultante
    (fig. 9). Para mayor claridad, se han dibujado los momentos en
    las direcciones de las fuerzas (superficies cortadas), aunque
    realmente actúan perpendicularmente a dichas superficies.
    El momento flector resultante es decisivo para el cálculo de
    la resistencia. También pueden presentarse fuerzas
    axiales, por ejemplo, fuerzas de empuje debidas a las ruedas de
    dentado inclinado, que producen tensiones de tracción o de
    compresión adicionales en las secciones transversales.
    Puesto que los ejes siempre transmiten momentos de torsión
    estarán sometidos también a esfuerzos de
    torsión. La mayor parte de las veces, este momento de
    torsión no se transmite a través de todo el eje. Se
    inicia en un determinado elemento de la máquina que
    actúa como pieza motriz y sale por otros (fig. 10).
    Para calcular las tensiones de flexión y torsión
    hace falta conocer el momento resistente a la flexión,
    WB, y el momento resistente a la torsión
    WT, de la sección transversal.

    Deformación
    Deformación por esfuerzo de flexión
    Los ejes sufren flexiones por las fuerzas F (fig 11). Con
    frecuencia, los ejes largos y delgados pueden ser suficientemente
    fuertes, sin embargo se deforman en el funcionamiento,
    ocasionando por ejemplo, diferencias en el engrane de mecanismos
    de ruedas dentadas o recalentamientos por la presión en
    los bordes de los cojinetes.
    Por eso, en casos críticos, debe calcularse la
    flexión y la oblicidad de los gorrones.

    Deformación por esfuerzos de torsión
    El momento de torsión determina el giro de las secciones
    transversales. Los ejes largos, por ejemplo, los empleados en
    transmisiones, se deforman ya considerablemente con un momento de
    torsión relativamente pequeño. Esta
    deformación produce, debido a la elasticidad del eje,
    movimientos torsionales pendulares perjudiciales en las piezas
    montadas en el eje. Por eso el ángulo de torsión se
    limita hasta un valor de 0.25°/m.

    Velocidad Crítica
    Velocidad Crítica de Flexión
    Los ejes son resortes elásticos a flexión, que
    están unidos a las masas de las piezas montadas en ellos.
    Al recibir el impulso de una fuerza,
    efectúan oscilaciones propias amortiguadas. En su giro,
    actúan impulsos de fuerza centrífuga,
    periódicos, consecuentes con el número de
    revoluciones (fig 12), ya que el centro de gravedad de las masas
    giratorias no coinciden exactamente con el punto de gravedad
    teórico, debido a las inevitables tolerancias de
    fabricación. Entonces, si la velocidad de servicio
    alcanza por casualidad el valor de la frecuencia propia de
    oscilación del sistema de
    oscilación del eje, se produce la resonancia. Con una
    marcha irregular, el eje oscila cada vez más hasta llegar
    a su rotura. La velocidad de resonancia se llama velocidad
    crítica de flexión ncrit.
    Cuando la velocidad crítica de flexión
    ncrit sea más pequeña que el
    número de revoluciones n del servicio hay que procurar
    sobrepasar deprisa el punto peligroso, mediante un rápido
    arranque de las máquinas. Los ejes delgados y largos
    tienen una velocidad crítica de flexión baja,
    alcanzando mayor valor en los cortos y gruesos.
    La velocidad crítica de flexión es independiente de
    la posición ulterior horizontal, vertical o inclinada del
    eje.
    Puesto que la masa propia del eje no interviene en el
    cálculo, la velocidad crítica de flexión
    calculada queda un poco por encima de la velocidad real. La
    diferencia aumenta en la proporción en que lo hace la
    flexión propia. Por eso, un sistema de eje debe
    dimensionarse de tal forma que su velocidad crítica
    calculada ncrit quede con suficiente seguridad por
    encima o por debajo del número de revoluciones de servicio
    n. Para los sistemas con ejes
    pesados cargados con elementos de máquinas ligeros, se
    obtienen valores
    más exactos de ncrit si se añaden las
    fuerzas debidas al peso propio de los tramos parciales como
    fuerzas aisladas en sus correspondientes puntos de gravedad. Pero
    esto tampoco es completamente exacto, puesto que los tramos
    representan fuerzas debidas al peso del recorrido.

    Velocidad crítica de torsión
    Puesto que un eje actúa simultáneamente como un
    resorte de barra redonda, efectúa oscilaciones torsionales
    amortiguadas (movimientos pendulares torsionales), junto con las
    masas que lleva montadas, cuando es impulsado por un momento de
    giro. Si el eje recibe estos impulsos cuando ya está
    girando, como ocurre, por ejemplo, en los cigüeñales
    de las máquinas de émbolos, se produce
    también la resonancia con las oscilaciones torsionales
    cuando la velocidad de servicio coincide con la frecuencia propia
    del sistema oscilante. Esta velocidad crítica de
    torsión ncrit es tan peligrosa como la
    velocidad crítica de flexión. Sin embargo, los
    impulsos del momento de torsión se producen solamente en
    casos especiales.

    3. Engranajes

    Engranaje es una rueda o cilindro dentado empleado para
    transmitir un movimiento
    giratorio o alternativo desde una parte de una máquina a
    otra. Un conjunto de dos o más engranajes que transmite el
    movimiento de un eje a otro se denomina tren de engranajes. Los
    engranajes se utilizan sobre todo para transmitir movimiento
    giratorio, pero usando engranajes apropiados y piezas dentadas
    planas pueden transformar movimiento alternativo en giratorio y
    viceversa.

    Engranajes simples
    El engranaje más sencillo es el engranaje recto, una rueda
    con dientes paralelos al eje tallados en su perímetro. Los
    engranajes rectos transmiten movimiento giratorio entre dos ejes
    paralelos. En un engranaje sencillo, el eje impulsado gira en
    sentido opuesto al eje impulsor. Si se desea que ambos ejes giren
    en el mismo sentido se introduce una rueda dentada denominada
    'rueda loca' entre el engranaje impulsor o motor y el
    impulsado. La rueda loca gira en sentido opuesto al eje impulsor,
    por lo que mueve al engranaje impulsado en el mismo sentido que
    éste. En cualquier sistema de engranajes, la velocidad del
    eje impulsado depende del número de dientes de cada
    engranaje. Un engranaje con 10 dientes movido por un engranaje
    con 20 dientes girará dos veces más rápido
    que el engranaje impulsor, mientras que un engranaje de 20
    dientes impulsado por uno de 10 se moverá la mitad de
    rápido. Empleando un tren de varios engranajes puede
    variarse la relación de velocidades dentro de unos
    límites
    muy amplios.
    Los engranajes interiores o anulares son variaciones del
    engranaje recto en los que los dientes están tallados en
    la parte interior de un anillo o de una rueda con reborde, en vez
    de en el exterior. Los engranajes interiores suelen ser
    impulsados por un piñón, un engranaje
    pequeño con pocos dientes. La cremallera (barra dentada
    plana que avanza en línea recta) funciona como una rueda
    dentada de radio infinito y
    puede emplearse para transformar el giro de un
    piñón en movimiento alternativo, o viceversa.
    Los engranajes cónicos, así llamados por su forma,
    tienen dientes rectos y se emplean para transmitir movimiento
    giratorio entre ejes no paralelos.

    Engranajes helicoidales
    Los dientes de estos engranajes no son paralelos al eje de la
    rueda dentada, sino que se enroscan en torno al eje en
    forma de hélice. Estos engranajes son apropiados para
    grandes cargas porque los dientes engranan formando un
    ángulo agudo, en lugar de 90º como en un engranaje
    recto. Los engranajes helicoidales sencillos tienen la desventaja
    de producir una fuerza que tiende a mover las ruedas dentadas a
    lo largo de sus ejes. Esta fuerza puede evitarse empleando
    engranajes helicoidales dobles, o bihelicoidales, con dientes en
    forma de V compuestos de medio diente helicoidal
    dextrógiro y medio diente helicoidal levógiro. Los
    engranajes hipoides son engranajes cónicos helicoidales
    utilizados cuando los ejes son perpendiculares pero no
    están en un mismo plano. Una de las aplicaciones
    más corrientes del engranaje hipoide es para conectar el
    árbol de la transmisión con las ruedas en los
    automóviles de tracción trasera. A veces se
    denominan de forma incorrecta engranajes en espiral los
    engranajes helicoidales empleados para transmitir rotación
    entre ejes no paralelos.
    Otra variación del engranaje helicoidal es el engranaje de
    husillo, también llamado tornillo sin fin. En este
    sistema, un tornillo sin fin largo y estrecho dotado de uno o
    más dientes helicoidales continuos engrana con una rueda
    dentada helicoidal. La diferencia entre un engranaje de husillo y
    un engranaje helicoidal es que los dientes del primero se
    deslizan a lo largo de los dientes del engranaje impulsado en
    lugar de ejercer una presión de rodadura directa. Los
    engranajes de husillo se utilizan para transmitir rotación
    (con una gran reducción de velocidad) entre dos ejes
    perpendiculares.

    4. Diseño de
    Engranajes

    Engranajes Rectos
    Definiciones
    Las principales partes de los dientes de un engranaje se indican
    en la figura 1.
    Paso Circular Pc es la distancia desde un punto de un diente
    hasta el punto correspondiente de un diente adyacente, medida
    sobre la circunferencia primitiva.
    donde D= diámetro primitivo y N= número de dientes
    del engranaje.
    Paso Diametral Pd es el número de dientes de un engranaje
    por pulgada de diámetro.
    Línea de engranaje es una línea normal al perfil de
    un par de dientes engranados, en su punto de contacto.
    Ángulo de Presión φ es el ángulo entre
    la línea y la tangente común a las circunferencias
    primitivas.
    Punto de Tangencia es el punto de tangencia de las
    circunferencias primitivas.
    Razón de las velocidades angulares (o razón de
    transmisión) es la razón de la velocidad angular
    del piñón a la velocidad angular del engranaje
    acoplado. La razón de las velocidades angulares es
    inversamente proporcional a la razón de los números
    de dientes de los dos engranajes y para el caso de engranajes
    rectos es también proporcional a la razón de los
    diámetros primitivos.

    Ley Fundamental del Engranaje:
    La normal común a perfil del diente en el punto de
    contacto debe pasar siempre por un punto fijo, llamado de
    tangencia, con el fin de mantener constante la razón de
    las velocidades angulares de los engranes. La curva envolvente
    satisface la ley del engranaje
    y es la que se usa más a menudo en el perfil de los
    dientes de engranajes. Frecuentemente se utiliza en el perfil de
    los dientes de un engranaje, una combinación de las curvas
    envolventes y cicloide, para evitar interferencia. En esta forma
    compuesta, aproximadamente el tercio central del perfil tiene
    forma envolvente, mientras que el resto es cicloidal.

    Interferencia
    Con ciertas condiciones, los perfiles de forma envolvente
    recubren o cortan los perfiles de los dientes del otro engranaje.
    Esta interferencia se puede evitar si el radio de cabeza
    máximo de cada engranaje es igual o menor que

    Resistencia de los dientes de un engranaje.
    Al comenzar la acción entre un par de dientes que
    engranan, el flanco del diente motor hace contacto con la punto
    del diente accionado. Despreciando el rozamiento, la carga total
    Wn es normal al perfil del diente y se supone que es conducida
    por este diente. W, la carga componente de Wn perpendicular a la
    línea media del diente, produce un esfuerzo de
    flexión en la base del diente. La componente radial Wr se
    desprecia. La parábola que se muestra en la figura 2
    bosqueja una viga de resistencia constante. Por tanto, la
    sección mas débil del diente es la sección
    A-A, donde la parábola es tangente al contorno del diente.
    Se supone que la carga está uniformemente distribuida a
    través de toda la cara del diente.
    El esfuerzo de flexión producido, s, es
    Despejando W y multiplicando y dividiendo por Pc
    La relación t2/6hPc es una cantidad
    adimensional denominada el factor de forma y. Este factor de
    forma y es una función de
    la forma del diente, la cual a su vez depende del sistema de
    dientes utilizados y del número de dientes del
    engranaje.
    Por conveniencia W se aproxima a la fuerza transmitida F, la cual
    se define como el momento de torsión dividido por el radio
    primitivo. Reemplazando F y el factor de forma y se obtiene la
    forma usual de la ecuación de Lewis.

    Esfuerzos Permisibles en el diente.
    Los esfuerzos máximos permisibles en el diseño de
    dientes de engranajes, dependen del material y de la velocidad de
    la línea primitiva. Para engranajes rectos
    donde so es el coeficiente estático unitario
    corregido por los valores de
    la concentración media de esfuerzos del material del
    engranaje (psi) y V es la velocidad en la línea primitiva
    (pies/min.)

    Cargas Dinámicas en el diente.
    Las inexactitudes en el perfil del diente y en los
    espaciamientos, el desalineamiento en el montaje y la
    deformación del diente producida por la carga causan
    cambios de velocidad que producen fuerzas dinámicas en los
    dientes, que son mayores que la fuerza transmitida. La carga
    dinámica Fd está dado por
    la ecuación de Buckingham
    donde Fd = carga dinámica del diente
    V = Velocidad en la línea primitiva
    B = longitud del diente
    F = momento de torsión del engranaje entre el radio
    primitivo del engranaje
    C = una constante que depende de la forma del diente, del
    material utilizado y del grado de exactitud con que se talle el
    diente.

    Cargas de desgastes en el diente. Ecuación de
    Buckingham
    Para garantizar la durabilidad de un par de engranajes, el
    esfuerzo de contacto entre los dientes, determinado por la carga
    de desgaste Fw no debe ser excesivo
    Donde
    Dp= diámetro del engranaje
    pequeño(piñón)
    Q= 2Ng/¨(NP+Ng)
    K= factor de esfuerzo por fatiga
    Donde
    Ses= límite de fatiga de las superficies de los
    engranajes
    Ep= módulo de elasticidad del material del
    piñón
    Eg= módulo de elasticidad del material del
    engranaje
    La carga de desgaste Fw es una carga permisible que
    debe ser mayor que la carga dinámica
    Fd.

    Diseño basado en el engranaje más
    débil
    La cantidad de fuerza que pueda transmitirse al diente de un
    engranaje es una función del producto
    soy, como se expresa en la ecuación de Lewis.
    Para dos engranajes acoplados, el más débil
    tendrá el menor valor de soy.
    Cuando los dos engranajes están hechos del mismo material,
    el más pequeño (piñón) será el
    más débil, y por tanto, controlará el
    diseño.

    5. Engranajes
    helicoidales

    En la figura 3 se ve un engranaje helicoidal con la
    hélice siniestra.
    Ψ =
    αngulo de la hélice
    F = Fuerza transmitida (fuerza que produce el momento)
    Fe = empuje axial = F tan
    ψ
    Pc = paso circular circunferecial
    Pnc = paso circular normal
    B = longitud del diente
    Pd = paso diametral, medido en el plano de rotación
    Pnd = paso diametral normal, medido en el plano normal al
    diente

    Diseño basado en la resistencia.
    Suponiendo que la carga se distribuye lo mismo que en los
    engranajes cilíndricos de dientes rectos y mirando el
    diente en sentido normal a la hélice, la carga F que se
    utliza en la ecuación de Lewis es:
    Donde k = b/Pc (limitado a un valor de más o menos 6)
    El esfuerzo permisible s puede tomarse aproximadamente igual al
    límite de fatiga del material en carga, corregido por el
    efecto de la concentración de esfuerzos y multiplicado por
    un factor de velocidad:
    Carga Límite de Fatiga FO
    Se basa en la
    ecuación de Lewis, sin que haya factor de velocidad
    Carga Dinámica Fd
    Es la suma de la carga
    transmitida y el incremento de carga debido a los efectos
    dinámicos
    Carga límite de desgaste Fw
    Para engranajes
    helicoidales puede determinarse por medio de la ecuación
    de Buckingham basada en el desgaste

    6. Engranajes
    Cónicos

    Los elementos de un engranaje cónico se muestran
    en la figura 4
    Diseño por resistencia
    El diseño de un engranaje cónico de dientes rectos
    se puede hacer con base a la ecuación de Lewis. Debe
    observarse que el diente se adelgaza y su sección
    transversal se hace más pequeña a medida que
    convergen hacia el vértice del cono.
    La fuerza permisible que se puede transmitir es
    Donde L = generatriz del cono, la cual es igual a la raíz
    cuadrada de la suma de los cuadrados de los radios primitivos de
    los engranajes acoplados (para ejes que se cortan a 90°)
    Esfuerzos Permisibles s
    Para las condiciones medias pueden tomarse como:
    Carga de fatiga límite
    Carga dinámica
    Carga límite de desgaste
    Puede aproximarse por:
    Donde DP, b, K y Q son los mismos que los engranajes
    cilíndricos rectos, con la diferencia que Q se basa en el
    número formativo de dientes y α es el ángulo
    primitivo del piñón

    7. Polea

    Dispositivo mecánico de tracción o
    elevación, formado por una rueda (también
    denominada roldana) montada en un eje, con una cuerda que rodea
    la circunferencia de la rueda. Tanto la polea como la rueda y el
    eje pueden considerarse máquinas
    simples que constituyen casos especiales de la palanca. Una
    polea fija no proporciona ninguna ventaja mecánica, es decir, ninguna ganancia en la
    transmisión de la fuerza: sólo cambia la dirección o el sentido de la fuerza
    aplicada a través de la cuerda. Sin embargo, con un
    sistema de poleas móviles (también llamado
    polipasto) sí es posible obtener una ventaja o ganancia
    mecánica, que matemáticamente se define como el
    cociente entre la fuerza de salida (carga) y la fuerza de entrada
    (esfuerzo). En el caso ideal la ganancia mecánica es igual
    al número de segmentos de cuerda que sostienen la carga
    que se quiere mover, excluido el segmento sobre el que se aplica
    la fuerza de entrada. El rozamiento reduce la ganancia
    mecánica real, y suele limitar a cuatro el número
    total de poleas.

    Transmisión por Correas
    Las correas planas y las correas en v se pueden emplear para
    trasmitir potencia de un
    eje a otro, cuando no se necesita mantener una razón de
    velocidades exacta entre los dos ejes. En la mayor parte de las
    trasmisiones por correa, las pérdidas de potencia debidas
    al deslizamiento y al arrastre son de 3 a 5 por ciento. En el
    presente estudio se supone que los ejes son paralelos. Sin
    embargo, tanto las correas planas como las correas en V se pueden
    utilizar para trasmitir potencia entre ejes no paralelos, si se
    satisfacen requerimientos especiales. En este caso, para que la
    correa se apoye correctamente sobre las poleas, se debe aproximar
    cada polea a un plano central perpendicular al eje de
    rotación de la polea.
    El diseño de una correa implica la selección
    de la correa adecuada para trasmitir una determinada potencia o
    bien, la determinación de la potencia que se puede
    trasmitir con una correa plana o con una correa en V dada. En el
    primer caso, la anchura de la correa es desconocida, mientras que
    en el segundo caso es conocida. En ambos casos se supone el
    espesor de la correa.
    La potencia trasmitida por una trasmisión por correa es
    una función de las tensiones y de la velocidad de la
    correa.
    Donde
    T1 = tensión en el ramal tirante de la
    correa
    T2 = tensión en el ramal flojo de la correa
    v = velocidad de la correa.
    Cuando el espesor de una correa plana es dado, pero se desconoce
    su anchura, se emplea la siguiente fórmula para determinar
    el esfuerzo s2.
    Donde
    S1= esfuerzo máximo permisible,
    s2= esfuerzo en el ramal flojo de la correa,
    w’= peso de 1 pie de una correa que tiene una
    sección transversal de 1 pulg2
    v = velocidad
    de la correa, en p/seg
    g= aceleración de la gravedad, 32,2 p/seg2
    f = coeficiente de rozamiento entre la correa y la
    polea
    α= αngulo de abrazamiento de
    la correa sobre la polea, en rad
    En caso que se desconozca la anchura, el área de la
    sección trasversal requerida puede determinarse por
    Por consiguiente, la anchura que debe tener la correa es b =
    área/espesor. El valor de (T1
    –T2) puede determinar con base en los caballos
    de fuerza estipulados:
    La máxima tensión en el ramal tirante de la correa
    depende del esfuerzo permisible del material de la correa.
    Generalmente se utilizan cuero y tejido de algodón
    impregnados en caucho y superpuestos en capas. Las correas de
    cuero se pueden obtener de una sola capa, dos y tres capas.
    Para determinar el valor de T2, tanto para correas
    planas como para correas en V, cuando la anchura y el espesor de
    la correa son conocidos, se emplea la fórmula
    Donde
    w = peso de 1 pie de correa;
    v = velocidad de la correa, p/seg;
    g = aceleración de la gravedad, 32,2 p/seg
    f= coeficiente de rozamiento entre la correa y la
    polea;
    α= αngulo de abrazamiento,
    radianes;
    β= αngulo de
    la garganta, para correas en V (para una correa plana β es
    180°).
    La cantidad wv2/g es debida
    a la fuerza centrífuga que tiende a separar la correa de
    la polea y reduce la potencia que se puede trasmitir.
    La capacidad de conducir carga de un par de poleas está
    determinada por la que tenga el menor valor de . Es por esta
    razón que una correa en V se puede utilizar con una polea
    acanalada y una polea plana, con lo cual se economizan gastos
    innecesarios.
    La excesiva flexión de una correa hace que su vida se
    disminuya. Para obtener una vida razonable de la correa. la
    relación mínima del diámetro de una polea al
    espesor de la correa debe ser aproximadamente 30.

    Angulos de Abrazamiento
    Los ángulos de abrazamiento de una correa abierta (Figura
    1) se pueden determinar por:
    Los ángulos de abrazamiento de una correa cruzada se
    pueden determinar por

     

     

     

     

     

    Autor:

    Ali Matos

    C.I. 14.986.454
    Puerto Ordaz, 2 de febrero de 2001

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