—  Tutorial nº 131  —

Tornillos de Potencia

Índice de contenidos:

1- Introducción

1.1- Generalidades

1.2- Tipos de roscas

2- Cálculo de tornillos de potencia

2.1- Ecuaciones de esfuerzos

2.2- Estado de tensiones en la rosca

2.3- Estado de tensiones en el núcleo

2.4- Eficiencia o rendimiento de un tornillo

3- Tornillos de potencia sometidos a compresión

3.1- Generalidades

3.2- Esbeltez mecánica

3.3- Carga crítica

3.4- Excentricidad de la carga

4- Tornillos irreversibles

4.1- Generalidades

4.2- Condición de irreversibilidad

5- Ejemplo de cálculo

ANEXOS:

Anexo nº 1.- Tablas de Roscas de Tornillos

 

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DESARROLLO DEL CONTENIDO

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1- Introducción

1.1- Generalidades

Los tornillos, como elementos de sujeción o de unión entre piezas, constituyen uno de los componentes más utilizados en el diseño de todo tipo de estructuras y máquinas.

En función de la misión que cumplen, los tornillos se pueden clasificar en tornillos de unión y tornillos de potencia.

Por un lado, los tornillos de unión, los que comúnmente conocemos, se emplean para unir o asegurar dos o más partes estructurales de una máquina o estructura, y pueden ser de distintos tipos:

• tornillos de cabeza

• tornillos prisioneros o de fijación

• pernos

• espárragos, etc.

Por otro lado, los tornillos de potencia, objeto de este tutorial, son aquellos destinados a la transmisión de potencia y movimiento, y que generalmente se utilizan para convertir un movimiento angular o de giro, en un movimiento de traslación o lineal, acompañado además de una transmisión de esfuerzo.

Los tornillos de potencia se usan en muchas aplicaciones, como tornillos de avance en máquinas herramientas, mordazas, gatos mecánicos para elevación de vehículos, prensas y otros dispositivos de elevación de cargas, máquinas universales de tracción y compresión, etc.

En este sentido, es muy usual el empleo de mecanismos constituidos por tornillos de potencia para la elevación o traslado de cargas, debido a que permiten desarrollar grandes fuerzas a lo largo de su eje.

 

-  Principio de funcionamiento:

El principio de funcionamiento que rige el mecanismo de los tornillos de potencia es muy sencillo:

Un tornillo puede ser considerado, de manera simple, que está formado por un cuerpo cilíndrico (que sería el vástago o la caña del tornillo), sobre el que se enrolla un plano inclinado formando los filetes de la rosca del tornillo.

Ahora bien, si se dispone de una tuerca enroscada en el tornillo, al hacer girar el tornillo 360º, la tuerca recorre sobre el plano inclinado una longitud de circunferencia igual a π·d_m siendo  d_m  el diámetro medio de la rosca, y se traslada una distancia  p  según la dirección axial o longitudinal del tornillo. La distancia longitudinal  p  recorrida por la tuerca en una sola revolución se llama paso o avance del tornillo, siendo el ángulo de paso (α) el dado por la expresión: α=tan^-1(p/π·d_m).

Generalmente, los tornillos de potencia trabajan sometidos a un rozamiento elevado por la fricción continuada entre las superficies de las roscas de tornillo y tuerca.

Por ello, factores como el desgaste o el calentamiento excesivo de las superficies van a ser importantes en su diseño, además de las consideraciones de resistencia puramente mecánica de la estructura del tornillo.

Así, aparte de las cualidades que han hecho muy popular el uso de tornillos de potencia, como son la sencillez de su diseño, bajo costo de fabricación y la posibilidad de su fabricación con gran exactitud, es el elevado rozamiento y por tanto la baja eficiencia en la transmisión, lo que constituye una desventaja en su uso.

No obstante, este inconveniente puede ser solventado en parte con el uso de rodamientos de bolas o collarines, que permiten disminuir el coeficiente de rozamiento e incrementar la eficiencia del mecanismo.

 

1.2- Tipos de roscas

En tornillos de potencia, las roscas más empleadas en el fileteado del tornillo son la rosca Cuadrada, la rosca ACME y la rosca Unificada.

A continuación, y de manera esquemática, las siguientes figuras muestran los tipos de roscas más empleadas para su visualización.

Aunque la rosca cuadrada es la que posee mayor rendimiento y eficiencia, se prefiere principalmente la rosca ACME con ángulo de 29º por el buen ajuste que consigue este tipo de rosca.

Además, otro factor que influye es que la rosca cuadrada no está normalizada, mientras que tanto la rosca Acme como la Unificada sí lo están, lo que permite su fácil construcción mediante todos los procedimientos existentes de fabricación.

A continuación, se incluye una tabla que contiene los distintos tipos de roscas, y donde se incluyen también sus medidas normalizadas para el diámetro exterior (Dext) y el paso o avance de la rosca:

 

 

2- Cálculo de tornillos de potencia

2.1- Ecuaciones de esfuerzos

Una de las aplicaciones más habituales de los tornillos de potencia es la fabricación de mecanismos para la elevación de carga.

En este apartado se van a mostrar las distintas expresiones matemáticas que se utilizan para calcular el par torsional necesario para hacer girar al tornillo en la elevación o descenso de una carga (F).

Para ello, primero es necesario conocer el conjunto de esfuerzos que actúan sobre el tornillo de potencia. Para el cálculo de estos esfuerzos se parte de las ecuaciones de equilibrio de fuerzas que gobiernan el mecanismo.

A continuación se adjuntan algunos de los parámetros que servirán para definir las características de un tornillo de potencia:

α :  ángulo de hélice

λ :  ángulo de avance

p :  paso o avance del tornillo

d_m :  diámetro medio del tornillo (también denominado diámetro primitivo)

F :  suma de todas las fuerzas axiales que actúan sobre el tornillo (representa la carga a elevar o descender)

P :  fuerza necesaria a aplicar al tornillo para vencer la fuerza de rozamiento y hacer ascender/descender la carga por el plano inclinado de la rosca del tornillo.

En la siguiente figura de abajo se presenta el caso de un tornillo de potencia con rosca cuadrada, y que se emplea como mecanismo para la elevación de carga.

En este caso, es necesario aplicar un par torsional (T) al tornillo que lo haga girar y consiga elevar axialmente a la carga, para lo cual debe vencer al rozamiento entre la rosca del tornillo y tuerca.

El par o momento torsional (T) será igual al producto del esfuerzo  P  por el radio primitivo (r_m = d_m/2) del tornillo:

T = P · r_m

En este caso, las fuerzas que interactúan en la rosca serán las siguientes:

F :  representa la carga a elevar, y es la suma de todas las fuerzas axiales que actúan sobre el tornillo.

P :  fuerza necesaria que es necesario realizar para vencer la fuerza de rozamiento y hacer ascender la carga por el plano inclinado de la rosca del tornillo.

N :  fuerza normal al plano de la hélice del tornillo.

µ·N :  representa a la fuerza de rozamiento que es necesario vencer para hacer girar al tornillo.

Se ha representado en la figura (a) anterior las fuerzas  F y P  que actúan sobre el vástago del tornillo, mientras que en (b) se representa en un triángulo, el desarrollo de la hélice o filete de la rosca en una vuelta completa del tornillo. En dicho triángulo, su base tiene una longitud de  π·d_m  y una altura de  p (paso del tornillo).

Bajo la acción de las fuerzas definida se establecen las ecuaciones de equilibrio, según las dos direcciones del plano (horizontal y vertical), resultando ser las siguientes:

• En dirección horizontal:    P - N·sen(α) - µ·N·cos(α) = 0

• En dirección vertical:        F + µ·N·sen(α) - N·cos(α) = 0

De donde se obtiene que el esfuerzo normal (N), que actúa en dirección normal al plano de la hélice del tornillo resulta ser:

El esfuerzo  P, que representa la fuerza necesaria que habrá que aplicar al tornillo para hacerlo girar y producir la elevación de la carga en dirección axial, se determinará a partir de la siguiente expresión:

Por otro lado, la relación entre el ángulo de hélice (α) y el diámetro medio (d_m) del tornillo viene dada por la expresión:

siendo (p) el paso o avance del tornillo.

El par o momento torsional (T) que es necesario aplicar en el tornillo para elevar una carga (F), será igual al producto del esfuerzo  P  por el radio primitivo (r_m = d_m/2) del tornillo:

Que sustituyendo el valor de  P  resulta un par torsional (T) de:

La expresión anterior proporciona el par o momento torsional necesario para subir una carga de valor (F), usando un tornillo de potencia de rosca cuadrada.

De forma análoga al procedimiento realizado anteriormente, se puede calcular la expresión que proporciona el valor del momento o par torsional necesario para bajar una carga (F) con un tornillo de potencia. Esta expresión resultará ser la siguiente:

Las anteriores expresiones son válidas, como se ha dicho, para tornillos de rosca cuadrada, donde las cargas normales son paralelas al eje longitudinal del tornillo. Más adelante se expondrá las expresiones válidas para tornillos con rosca ACME o Unificada.

 

-  Tornillos de potencia con collarín:

Generalmente, cuando un tornillo de potencia se usa para elevar o descender cargas, es habitual emplear una pieza intermedia, llamada collarín, para distribuir mejor la fuerza de empuje sobre la base de apoyo.

En la figura adjunta se representa un esquema de un mecanismo de tornillo de potencia que incluye un collarín situado bajo la base de apoyo de la carga (F) a elevar.

En este caso, el movimiento giratorio del tornillo va a generar cargas de rozamiento adicionales entre el collarín y la base de apoyo.

Por tanto, es necesario aplicar un par adicional (Tc) para vencer a este rozamiento nuevo, y que se sumará al par anterior calculado para el caso sin collarín.

Así, la expresión que proporciona el par adicional necesario para vencer la fuerza de rozamiento en el collar (Tc) será la siguiente:

donde,

µ_c   es el coeficiente de rozamiento en el collarín

d_c   es el diámetro medio del collarín.

Sumando este par (Tc) a la expresión anterior se obtendrá el par total necesario para subir una carga de valor (F):

Por otro lado, para el caso de descender una carga, igualmente habrá que sumar el par adicional (Tc) para vencer el rozamiento en el collarín al par anterior calculado para el caso sin collarín. De esta forma se obtendría la expresión del par total necesario para hacer bajar una carga (F):

 

-  Tornillos de potencia con rosca ACME o Unificada:

Como ya se ha dicho, las anteriores expresiones son válidas para tornillos con rosca cuadrada, donde las cargas normales son paralelas al eje longitudinal del tornillo.

Para tornillos de potencia con rosca Acme o Unificada, la carga normal (N) ya no es paralela al eje longitudinal del tornillo, sino que se sitúa inclinada respecto al eje longitudinal del tornillo en una cantidad  θ  (igual a la mitad del ángulo de la rosca).

El efecto del ángulo (θ) es incrementar la fricción entre la rosca, debido a la acción de acuñamiento de los hilos o filetes.

Por tanto, para obtener las nuevas expresiones del par torsional, en los términos de las ecuaciones anteriores donde interviene la fricción, se deberá dividir por  cosθ, con objeto de tener considerado dicho efecto.

Así, finalmente la expresión que proporciona el par o momento torsional necesario para elevar o descender una carga de valor (F), empleando tornillos con rosca ACME o Unificada, resultarán ser las siguientes en función si el tornillo emplea o no collarín de empuje:

• Par de elevación de la carga, rosca ACME o Unificada, sin collarín:

• Par de elevación de la carga, rosca ACME o Unificada, con collarín:

Y para el descenso de carga con rosca ACME o Unificada, el par torsional resultarán ser las siguientes en función si el tornillo emplea o no collarín de empuje:

• Par para descenso de la carga, rosca ACME o Unificada, sin collarín:

• Par para descenso de la carga, rosca ACME o Unificada, con collarín:

de donde se recuerda que,

F   es el valor de la carga a elevar por el tornillo

p   es el paso o avance del tornillo

d_m   es el diámetro medio del tornillo

d_c   es el diámetro medio del collarín

µ   es el coeficiente de rozamiento entre la rosca del tornillo y tuerca

µ_c   es el coeficiente de rozamiento en el collarín.

 

2.2- Estado de tensiones en la rosca

En este apartado se indicará como estimar los niveles de tensiones que se alcanza en el interior del material de la rosca del tornillo, como consecuencia de los esfuerzos transmitidos al engranar la rosca del tornillo con la tuerca.

Según se aprecia en el esquema adjunto, el perfil de la rosca se puede considerar que trabaja como si se tratara de una viga en voladizo donde es aplicada una carga (F) uniformemente distribuida a lo largo de la longitud de la hélice del tornillo (en la figura adjunta se representa con la distribución de flechas color amarillo apuntando verticalmente hacia abajo).

Como se sabe, esta carga (F) representa la carga a elevar, resultando ser la suma de todas las fuerzas axiales (paralela al eje longitudinal del tornillo) que actúan sobre el tornillo de potencia.

En realidad, la zona de contacto entre roscas de tornillo y tuerca no se realiza en el extremo de la rosca, sino que suele situarse aproximadamente a una distancia igual al radio medio (r_m). En la figura del esquema adjunto se indica como  h/2  la distancia entre la zona de contacto de actuación de la carga (F) a la base de la rosca.

Además, también habrá que tener en cuenta la longitud total de la hélice en contacto en cada momento entre las roscas del tornillo y de la tuerca. Este valor, que dependerá si la rosca del tornillo es de simple, de doble o de triple entrada (n= 1, 2 ó 3), viene dada por la expresión  2·π·n·r_m

Como se ha dicho, se considerará que el perfil de la rosca trabaja como si fuera una viga en voladizo que soporta la carga (F). Esta carga actúa uniformemente distribuida a lo largo de la longitud de contacto de la hélice de la rosca y a una distancia (r_m) del centro del tornillo. Esta carga (F) creará un esfuerzo de flexión en el perfil de la rosca que originará un estado de tensiones normales (σ) que será máxima en su base.

El cálculo de este estado de tensión normal (σ) que se origina en la base de la rosca, viene determinado por la siguiente expresión:

siendo,

M_f   el valor del momento flector en la base de la rosca, de valor M_f = F·h/2

W   es el valor del módulo resistente de la sección del perfil de la rosca en la base.

Por otro lado, el módulo resistente de la sección de la rosca en su base viene dada por la siguiente expresión:

en la que,

I   es el momento de inercia del perfil de la rosca. En este caso, I= 1/12·a·b³, donde  a  representa el tramo de longitud de hélice de la rosca del tornillo en contacto con la rosca de la tuerca (en este caso, a=2·π·n·r_m) y  b  es la anchura de la base de la hélice de la rosca del tornillo, medida paralela a su eje longitudinal.

Por tanto, finalmente el momento de inercia (I) quedará como: I = 1/12·2·π·n·r_m·b³

y_máx   es la distancia del eje neutro de la sección transversal de la hélice de la rosca a la fibra más alejada de la misma. En este caso, y_máx = b/2, con  b  la anchura de la base de la hélice de la rosca en su base.

Por último, ahora sólo falta sustituir las anteriores expresiones en la ecuación dada anteriormente para obtener el nivel de tensiones normales (σ) en la base de la rosca del tornillo, resultando ser:

Por otro lado, la carga  F  resulta ser también un esfuerzo cortante transversal a la sección de la hélice de la rosca. Este esfuerzo transversal a la rosca va a originar una tensión de cortadura o tensión tangencial (τ) en la sección del perfil de la rosca, que viene determinado por la siguiente expresión:

donde  A  es la sección transversal de la hélice de la rosca en la base del diente, de valor A=2·π·n·r_m·b, que sustituyendo en la expresión anterior, resulta una tensión de cortadura de valor:

Una vez calculados los valores de las tensiones normales (σ) debida a la flexión de la hélice de la rosca y tangenciales (τ) máximas con las expresiones anteriores, la tensión de comparación (σ_co), o tensión de Von Mises, viene dada por la conocida expresión siguiente:

σ_co = (σ² +3· τ² )^1/2

Una vez conocida la tensión combinada de cálculo (σ_co), la seguridad en el diseño de la rosca del tornillo se obtiene comparando esta tensión con el límite elástico del material del que esté fabricado la rosca (σ_e).

Para que se considere válido el tipo de perfil elegido para la rosca, se deberá cumplir la siguiente condición:

σ_co < σ_e

Es habitual trabajar con cierto margen de seguridad en las construcciones mecánicas, por lo que se recomienda que para que se considere válido el tipo de perfil elegido para la rosca, se cumpla la siguiente condición:

Cs = σ_e / σ_co > 3

Es decir, se considera aceptable el diseño cuando se tenga un factor de seguridad (Cs) mayor de  3.

 

2.3- Estado de tensiones en el núcleo

A continuación se estudiarán los niveles de tensiones originados en el núcleo del tornillo, como consecuencia del momento torsor que es necesario aplicar y de la carga a elevar.

En efecto, en el apartado 2.1 se indicaba la expresión para calcular el momento torsor (T) que es necesario aplicar al tornillo para que éste pueda elevar una carga (F). Pues bien, este momento torsor va a originar a su vez un estado tensional de torsión en el núcleo del tornillo.

El cálculo de estas tensiones de torsión (σ_t) a las que estará sometido el vástago del tornillo como consecuencia de aplicar el momento torsor (T), viene dado por la siguiente expresión:

donde  W_t  es el módulo resistente a torsión del eje o vástago del tornillo.

Por otro lado, para calcular este módulo resistente a torsión (W_t) se emplea esta otra expresión:

siendo:

I₀   el momento polar de la sección circular del núcleo del tornillo, siendo su valor igual a:

donde  d_i  es el diámetro de raíz del eje del tornillo.

R_máx   es la distancia del c.d.g. de la sección del eje del tornillo a su fibra más lejana, que en este caso vale  R_máx = d_i/2

Sustituyendo los anteriores valores, la expresión que finalmente resulta del módulo resistente a torsión (W_t) del núcleo del tornillo es:

Que sustituyéndola en la expresión anterior que proporciona el cálculo de la tensión de torsión (σ_t) en el núcleo del tornillo, ésta se podrá expresar como:

Por otro lado, la carga a elevar (F) que actúa paralela al eje longitudinal del tornillo, origina un esfuerzo de compresión, y por tanto, una tensión normal (σ) de compresión en el núcleo del tornillo, y cuyo cálculo se realiza mediante la siguiente expresión:

siendo A la sección del núcleo del tornillo, de valor A = π·d_i²/4

Una vez calculados mediante las expresiones anteriores de los valores de la tensión normal de compresión (σ) debida al peso de la carga a elevar, y las tensiones tangenciales de torsión (σ_t), entonces resultará que la tensión final de trabajo será una combinación de ambas, llamada tensión combinada (σ_co), que viene dada por la expresión:

σ_co = 3/8·σ +5/8·√(σ²+4·σ_t²)

Una vez calculada la tensión combinada de cálculo (σ_co), la seguridad en el diseño del núcleo o vástago del tornillo se obtiene comparando esta tensión con el límite elástico del material del que esté fabricado el núcleo del tornillo (σ_e).

Como en el apartado anterior, para que se considere válido la sección del núcleo del tornillo, se deberá cumplir la siguiente condición:

Cs = σ_e / σ_co > 3

Es decir, se considera aceptable el diseño cuando se tenga un factor de seguridad (Cs) mayor de  3.

 

2.4- Eficiencia o rendimiento de un tornillo

El concepto de rendimiento o eficiencia es un término que resulta útil para evaluar el adecuado funcionamiento de un tornillo de potencia.

El caso ideal de un mecanismo de tornillo de potencia sería aquel donde no existieran pérdidas por rozamiento entre las roscas del tornillo con la de la tuerca. En esta situación, si suponemos un coeficiente de rozamiento igual a 0 (µ=0), a partir de la expresión dada en el apartado 2.1, el par necesario para accionar el mecanismo del tornillo para elevar una carga (F) sin rozamiento sería el siguiente:

Expresión que se ha obtenido de la ecuación del par (T) vista en el apartado 2.1 anterior, donde el coeficiente de rozamiento se ha puesto igual a 0 (µ=0).

Pues bien, con el término eficiencia o rendimiento de un tornillo (η) lo que se pretende es de comparar el par (T) necesario para elevar una carga (F), con el par ideal (T₀) en el que no existe rozamiento entre las roscas del tornillo. Matemáticamente la eficiencia se expresará mediante la siguiente expresión:

o lo que es lo mismo que,

Que sustituyendo para un tornillo de rosca cuadrada, se puede obtener su rendimiento también a partir de la siguiente expresión:

Y para el caso de roscas ACME o Unificada, el rendimiento del tornillo vendría dado por esta otra expresión:

 

 

3- Tornillos de potencia sometidos a compresión

3.1- Generalidades

En el caso de tornillos de potencia esbeltos que se encuentran sometidos a cargas de compresión, además de los efectos anteriores, es necesario realizar un estudio alternativo donde se considere el efecto de la esbeltez del tornillo en la estabilidad del mecanismo.

En estos casos, la falla del tornillo no suele ocurrir por resistencia pura, sino por problemas de pandeo que interfiere en la estabilidad del vástago. En efecto, un tornillo de potencia que sea de vástago largo y sometido a carga de compresión, fallará muy probablemente por problemas de pandeo antes que por resistencia mecánica de la sección del tornillo, mientras que un tornillo que sea corto fallará posiblemente por falta de resistencia del material.

Para saber si un tornillo se puede considerar corto o largo a efectos de pandeo, y que por tanto puedan surgir problemas de inestabilidad, habrá que analizar el valor de su esbeltez mecánica, término que se analizará en el siguiente apartado.

Además de lo anterior, y cuando la carga de compresión no esté totalmente centrada respecto al eje longitudinal del tornillo, sino que actúa con cierta excentricidad, su efecto es todavía más desfavorable dado que induce a una flexión adicional del vástago del tornillo que hace incrementar su nivel de tensión interna.

 

3.2- Esbeltez mecánica

La esbeltez mecánica (λ) servirá para definir si el vástago o columna de un tornillo de potencia se puede considerar largo o corto a efectos de pandeo.

Habitualmente, si el valor de la esbeltez que se mida del vástago del tornillo resultase inferior a 89 (λ<89), entonces el tornillo se considera corto y su falla se producirá muy probablemente por problemas de resistencia mecánica. Por el contrario, para aquellos tornillos cuyo valor de la esbeltez mecánica sea superior a 89 (λ>89), entonces se considerarán tornillos de columna esbelta o larga (que serán más esbeltos conforme mayor sea su coeficiente de esbeltez, λ). En estos casos, se recomienda hacer el estudio que a continuación se expone, donde se va a tener en cuenta la estabilidad del tornillo a pandeo, dado que su falla se producirá muy probablemente por éste motivo antes que por resistencia mecánica pura a compresión.

La expresión que define la esbeltez mecánica (λ) de la columna o vástago de un tornillo de potencia es la siguiente:

donde,

L_e   se define como la longitud efectiva o equivalente de la columna del tornillo, también llamada longitud de pandeo;

i   es el radio de giro de la sección bruta del tornillo. En este caso, el valor del radio de giro que se considere deberá ser el de aquella dirección que resulte mínimo (i=i_mín).

El radio de giro (i) de la sección de la columna del tornillo se define a su vez por la siguiente expresión:

donde  I  es el momento de inercia de la sección trasversal, que se tomará según la dirección cuyo valor resulte más pequeño (que será la dirección más débil) de la columna del tornillo, y  A  es el área de su sección transversal, es decir, el área del núcleo del tornillo (A= π·d_i²/4).

Por otro lado, la longitud de pandeo o longitud efectiva (L_e) de la columna del tornillo se define como:

L_e = ß·L

donde,

L   es la longitud real de la columna o vástago del tornillo

ß   es el coeficiente de esbeltez, cuyo valor dependerá de las condiciones de apoyo o sujeción de los extremos de la columna del tornillo.

En la siguiente figura se muestran los valores de longitud equivalente (Le) para distintas condiciones de apoyo de la columna del tornillo:

 

3.3- Carga crítica

Para tornillos de potencia que sean cortos, donde su esbeltez mecánica resulte inferior a 89 (λ<89), y que estén solicitados a una carga de compresión centrada (F), su carga crítica viene limitada por su resistencia mecánica a compresión.

En este caso, una carga de compresión (F) que actúa centrada y paralela al eje longitudinal del tornillo, origina una tensión normal (σ) también de compresión en el núcleo del tornillo, cuyo valor se calcula mediante la expresión siguiente, ya vista en apartados anteriores:

siendo  A  la sección del núcleo del tornillo, de valor A= π·d_i²/4

Como criterio de seguridad se deberá cumplir que la tensión de trabajo (σ) sea inferior al límite elástico (σ_e) del material del tornillo (σ<σ_e). Es habitual trabajar con cierto margen de seguridad, por lo que se recomienda que se cumpla la siguiente condición:

Cs = σ_e / σ > 3

Es decir, se considera aceptable el diseño cuando se tenga un factor de seguridad de valor mayor de  3.

 

Por otro lado, para tornillos de potencia que sean de columna larga, y donde su esbeltez mecánica sea mayor que 89 (λ>89), los problemas de inestabilidad por pandeo condicionará la resistencia final del tornillo.

En este sentido, fue Leonhard Euler quien estableció la siguiente formulación que permite calcular la carga crítica de pandeo para una columna comprimida axialmente, de carga centrada en la sección, y cuyos extremos están articulados.

De donde se deduce que la carga crítica (F_crít) depende del área de la sección transversal del núcleo del tornillo (A), de su longitud (L), del radio de giro (i) mínimo de la sección transversal del tornillo y del módulo de elasticidad (E) del material de fabricación del tornillo.

Como el momento de inercia (I) mínimo de la sección transversal del núcleo del tornillo también se puede expresar de la siguiente manera: I = i²·A, la carga crítica de Euler se puede poner como:

Cuando las condiciones de sujeción de los extremos del tornillo sean diferentes a la articulada, la carga crítica de Euler se expresaría de la siguiente manera:

Donde (L_e) es la longitud de pandeo de la columna del tornillo, y cuya expresión ya se vio anteriormente, definiéndose como:

L_e = ß·L

donde,

L   es la longitud real de la columna del tornillo

ß   es el coeficiente de esbeltez, cuyo valor dependerá de las condiciones de apoyo de los extremos del tornillo, pudiéndose elegir los siguientes valores ya vistos:

ß=0,5   extremos empotrado-empotrado;

ß=0,7   extremos articulado-empotrado;

ß=2   extremos libre-empotrado.

 

3.4- Excentricidad de la carga

En muchas ocasiones, se tiene que la carga de compresión que actúa sobre el extremo del tornillo no se sitúa perfectamente coincidente respecto a su eje longitudinal, sino que su línea de actuación queda algo descentrada.

Pues bien, se denomina excentricidad (e) de la carga a esta distancia entre la línea de acción de la carga (F) actuante y el eje de la columna del tornillo.

Esta excentricidad de la carga introduce esfuerzos adicionales (momentos de flexión) a lo largo del eje del tornillo, que se suman a los ya debidos a los esfuerzos de compresión de la carga (F).

Para el estudio de este caso, el efecto de la excentricidad de la carga se puede reemplazar por un sistema de esfuerzos equivalentes formados por una carga de compresión centrada de valor (F) y un momento de flexión (M) de valor M=F·e, donde (e) es la excentricidad de la carga (F) actuante sobre el tornillo.

El problema se resuelve calculando una tensión axial (σ_co) combinada de cálculo que considere tanto la tensión creada por el esfuerzo de compresión de la carga (F) centrada, como de la tensión adicional creada por el esfuerzo de flexión debida a la excentricidad de la carga (M=F·e).

En este sentido, si se ha denominado (d_i) al diámetro de raíz del eje del tornillo, (F) al valor de la carga de compresión actuante sobre el tornillo, y (e) a la excentricidad de ésta, el valor de la tensión axial (σ_co) combinada de cálculo viene dada por la siguiente expresión:

Una vez conocida la tensión combinada de cálculo (σ_co), la seguridad en el diseño del tornillo se obtiene comparando esta tensión con el límite elástico del material del que esté fabricado la columna del tornillo (σ_e).

Para que se considere válido el mecanismo, se deberá cumplir la siguiente condición:

σ_co<σ_e

Es habitual trabajar con cierto margen de seguridad en las construcciones mecánicas, por lo que se recomienda que se cumpla la siguiente condición:

Cs = σ_e / σ_co > 3

Es decir, se considera aceptable el diseño cuando se tenga un factor de seguridad (Cs) mayor de  3.

 

4- Tornillos irreversibles

4.1- Generalidades

Existen ocasiones, donde al utilizar tornillos de potencia con un avance o paso relativamente elevado, y cuyo coeficiente de rozamiento sea pequeño (por ejemplo, porque la rosca esté engrasada), pueden dar lugar a que la carga que sostiene el tornillo, cuando no se actúa sobre él, pueda descender por sí sola.

En estos casos, el descenso de la carga por la rosca del tornillo simula el comportamiento de un objeto que desciende sobre un plano inclinado, haciendo que el tornillo gire sin ninguna acción externa. Estos casos ocurren porque el momento torsional para bajar la carga tiene un valor negativo o simplemente nulo.

Para evitar estas situaciones, que pueden resultar peligrosas para la seguridad, se utilizan los llamados tornillos irreversibles, también denominados como autoasegurantes o autoblocantes. En estos tornillos el valor del par torsional para hacer descender la carga va a ser siempre positivo, por lo que siempre van a necesitar que se les aplique un momento torsional externo positivo para hacer descender la carga.

 

4.2- Condición de irreversibilidad

Según lo visto en apartados anteriores, la expresión que proporciona el par necesario para bajar la carga de un tornillo, que para el caso de rosca cuadrada y sin collarín, resultaba ser la siguiente:

Como la condición de irreversibilidad para hacer a un tornillo irreversible es que el par necesario para hacer bajar la carga sea siempre positivo (T_{descenso carga} > 0), aplicando esta condición a la expresión anterior resulta que se debe cumplir lo siguiente:

π · μ · d_m - p > 0

es decir que,

π · μ · d_m > p

o bien que,

que es lo mismo que se cumpla la siguiente condición:

μ > tgα

Es decir, que la condición de irreversibilidad para un tornillo de rosca cuadrada es que posea un coeficiente de rozamiento (µ) mayor que la tangente de su ángulo de hélice.

Aplicando el mismo razonamiento, se puede llegar a que la condición de irreversibilidad para un tornillo de rosca Acme o Unificada, es que se cumpla siempre la siguiente condición:

 

5- Ejemplo de cálculo

En este apartado se incluirá un breve ejemplo de cálculo de un tornillo de potencia que sirva para ilustrar lo expuesto en los apartados anteriores de este tutorial.

Para ello, en este ejemplo de cálculo de tornillo se va a tratar de calcular la carga (F) que puede levantar verticalmente un tornillo de potencia, al que se le aplica un par de torsión en su extremo inferior de  T= 400 lb·pulg.

Según se muestra en el esquema adjunto, la tuerca tiene su movimiento restringido mediante guías y se encuentra cargada por la fuerza (F), que representa la carga a elevar.

Como datos de partida se tiene que el tornillo posee un diámetro exterior (d_e) de 2", siendo el tornillo de rosca simple ACME, de 1 filete por pulgada (paso del tornillo, p= 1").

También como dato de partida del tornillo, se tiene que el coeficiente de rozamiento de la rosca (µ) es de 0,15 (µ=0,15).

El tornillo se encuentra apoyado y sujeto en su extremo inferior por un cojinete de bolas, cuyo rozamiento se puede considerar despreciable a efectos de cálculos en este ejemplo.

La expresión vista en el apartado anterior 2.1 que proporciona el par torsional (T) necesario para elevar una carga de valor (F) para un tornillo de rosca ACME, y sin collarín, resultaba ser la siguiente:

Para este ejemplo, el par torsional que se le aplica al tornillo es conocido y de valor  T= 400 lb·pulg, siendo el valor (F) de la carga a elevar el parámetro a calcular.

Para la rosca especificada, la profundidad del fileteado de la rosca puede ser extraído de tablas, según medidas normalizadas para rosca ACME, cuyo valor es de 0,09".

Por otro lado, el radio exterior del tornillo se tiene que es:  r_e = d_e/2 = 2"/2 = 1"

Por lo tanto, el radio medio de la rosca valdrá:  r_m = r_e - profundidad_rosca = 1" - 0,09" = 0,91"

Y su diámetro medio,  d_m = 2·r_m = 2·0,91" = 1,82"

El ángulo de la hélice de rosca se calcula según la expresión ya vista en el apartado 2.1:

que sustituyendo valores resulta,

tg(α)=0,175;  α= 9,92º  →  θ= 14,5º para rosca ACME

Aplicando la expresión anterior del par y sustituyendo valores, resulta:

Y despejando (F) de la expresión anterior, se obtiene finalmente el valor de la carga que se puede elevar con el tornillo del ejemplo, que resulta ser:

F = 1296 lb

 

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ANEXOS

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Anexo nº 1.-  Tablas de Roscas de Tornillos:

 

 

 

 

 

 

>> FIN DEL TUTORIAL

 

 

 

 

 

 

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Información y consulta:

Hermenegildo Rodríguez Galbarro

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