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4 ÍNDICE Página CAPÍTULO 1. INTRODUCCIÓN 1 CAPÍTULO 2. UNIONES ATORNILLADAS Descripción de la rosca Definiciones de rosca Tipos de rosca Tornillos Designación de tornillos Longitud del tornillo Tuercas Tuercas apretadas con llave Tuercas apretadas a mano Tornillos con tuerca Arandelas Inmovilización de tornillos y tuercas Inmovilización de relativa seguridad Inmovilización total del tornillo y tuerca. 28 CAPÍTULO 3. FALLO DE UNIONES ATORNILLADAS Tipos de cargas Fallo de las piezas unidas Fallo del tornillo. 31

5 CAPÍTULO 4. MATERIALES Y RESISTENCIA Resistencia de los tornillos Materiales para elementos roscados. 41 CAPÍTULO 5. CÁLCULO DE UNIONES ATORNILLADAS Principales modelos de cálculo de tornillos Carga axial Esfuerzo de torsión Carga transversal cortante Uniones con tornillos cargadas con flexión Uniones con tornillos en aplastamiento Modelo de separación de agarre Carga externa y fuerzas Comportamiento elástico de la unión Cálculo de rigideces Rigidez del tornillo Rigidez del agarre Efecto de la longitud del agarre Uniones con junta Cálculo con carga estática Cálculo con carga de fatiga Cálculo por fallo del hilo de la rosca Apriete del tornillo Cargas en el tornillo durante el apriete Métodos para apretar tornillos Modelos de cálculo para el par de apriete. 95

6 CAPÍTULO 6. HOJA DE CÁLCULO Configuración de la hoja de cálculo Estructura de la hoja de cálculo Introducir los datos Rigidez del agarre Rigidez del tornillo Par de apriete Carga estática Cálculo a fatiga Resultados Tablas Ejemplo de cálculo con la hoja. 117 CAPÍTULO 7. CONCLUSIONES 128 CAPÍTULO 8. BIBLIOGRAFÍA 131 ANEXOS 132

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8 Capítulo 1. Introducción y objetivos 1. Introducción y objetivos. Cuando se fabrican máquinas es necesario unir sus componentes. Para este fin se dispone de muchos tipos de unión entre los que destacan tornillos, remaches, soldaduras, adhesivos, pasadores y cuñas. Por ello, cualquier persona interesada en ingeniería mecánica debe conocer de estos métodos. En este proyecto se analizan las uniones atornilladas en maquinaria, que contrariamente a las primeras impresiones, es uno de los temas más interesantes en el campo del diseño mecánico. Todas las ventajas que reúnen las uniones atornilladas roscadas, como por ejemplo la alta seguridad y comodidad del montaje, la amplia nomenclatura de elementos roscados adaptables para distintas condiciones de trabajo, el costo relativamente bajo condicionado por su estandarización y el empleo de procesos tecnológicos de alta producción, permite su vasta aplicación en la construcción de maquinaria. Uno de los objetivos clave del diseño actual de la fabricación es reducir el número de tornillos. Por ejemplo, aviones Jumbo como el Boeing 747 requieren de hasta 2.5 millones de tornillos, algunos de los cuales cuestan varios euros por pieza. Para mantener los costes bajos, los fabricantes de aviones y sus subcontratistas revisan de manera constante los nuevos diseños de tornillos, los nuevos métodos de cálculo, las técnicas más recientes de instalación y los tipos de herramientas más modernas. Por estas razones, es importante tener un amplio conocimiento en los elementos de unión, ya que por ejemplo existen diferentes métodos para calcular una misma unión y una diferencia considerable entre ellos en algunos casos. Los métodos de unión de partes son extremadamente importantes en la ingeniería de diseño de calidad, y es necesario comprender a fondo los elementos de unión roscados. Se intentará con este proyecto dar a conocer más a fondo los elementos de unión en maquinaria. Los objetivos principales de este proyecto son: - Proporcionar una descripción sobre los elementos que intervienen en uniones atornilladas y de sus características. - Conocer las diferentes causas del fallo en las uniones atornilladas así como algunas soluciones a estos problemas. - Conocer las resistencias de los tornillos y los materiales utilizados para su fabricación. - Comparar los modelos de cálculo de uniones atornilladas según distintas fuentes bibliográficas. 1

9 Capítulo 1. Introducción y objetivos - Elaborar una hoja de Excel para facilitar el cálculo de las uniones atornilladas en maquinaria según el modelo de cálculo de "Diseño en Ingeniería Mecánica" de Shigley & Mischke. Este proyecto se compone de ocho capítulos, una hoja de Excel para facilitar el cálculo de las uniones atornilladas en maquinaria y los anexos. Los capítulos son: Introducción y objetivos, Uniones atornilladas, Fallo de uniones atornilladas, Materiales y Resistencia de los tornillos, Cálculo de uniones atornilladas, Hoja de cálculo, conclusiones, bibliografía utilizada y por último los anexos. En el capítulo que nos encontramos se encuentra tanto la introducción del proyecto como los objetivos. El capítulo dos proporciona una descripción de los elementos utilizados en uniones atornilladas en maquinaria: partes de la rosca y sus características, tornillos, tuercas, arandelas y la inmovilización de tornillos y tuercas. En el capítulo tres se muestra el fallo que se puede producir en una unión atornillada, primeramente en las piezas o elementos unidos, y a continuación en el tornillo. Así mismo también se plantean soluciones a las posibles causas de fallo que se puedan dar. El capítulo cuatro facilita una serie de valores de la resistencia del tornillo en función de las normas SAE, ASTM, o métricas, y una relación entre éstas. Posteriormente, se incluyen materiales que son capaces de satisfacer estos valores de resistencia y sus principales aplicaciones dentro del campo de las uniones atornilladas en maquinaria. El capítulo cinco es el más extenso y en él se facilitan varios métodos de cálculo para uniones atornilladas en maquinaria según diferentes fuentes bibliográficas y se comparan entre sí. Se plantean diferentes modelos de cálculo según las cargas que puedan existir en la unión, y a continuación se profundiza en el "Modelo de separación de agarre", que corresponde a cuando en la unión existe únicamente carga axial. En este apartado es donde realmente existen grandes diferencias entre las fuentes bibliográficas consultadas. En este mismo capítulo se ve también todo lo referente al apriete de tornillos: Las cargas existentes en el tornillo durante el apriete, los métodos utilizados para conseguirlo y los diferentes modelos de cálculo según varias fuentes bibliográficas, con la correspondiente comparación entre ellas. El capítulo seis es el correspondiente a la hoja de Excel que tiene como objetivo el facilitar el cálculo de las uniones atornilladas en maquinaria según "Diseño en Ingeniería Mecánica" de Shigley & Mischke. Esta hoja de Excel es muy sencilla de utilizar y podría ser utilizada por los alumnos de la asignatura "Diseño de máquinas" de Ingeniería Técnica Industrial Mecánica de la Universidad Politécnica de Cartagena para comprobar sus ejercicios o realizar los largos cálculos de manera inmediata al introducir simplemente los datos en la 2

10 Capítulo 1. Introducción y objetivos primera pestaña de la hoja. Este capítulo está compuesto por tres apartados donde se expone la configuración de la hoja de cálculo, su estructura y un ejemplo para mostrar su utilización. Como se ha mencionado, al introducir los datos en la primera pestaña de la hoja de Excel, se calcula casi al completo, pero el usuario de la hoja de Excel tiene que mostrar los conocimientos adquiridos en la asignatura sobre el cálculo de uniones atornilladas en maquinaria ya que existen partes como el cálculo de la rigidez de los elementos que requieren algo de esfuerzo. No obstante, se han introducido diversas herramientas que facilitan el proceso. Una cosa interesante de esta hoja de cálculo es la posibilidad que se da al poder modificar un dato y ver en qué magnitud cambia el resultado final de manera inmediata. El capítulo siete hace una recopilación de las conclusiones obtenidas en los diferentes capítulos del proyecto. El capítulo ocho muestra las diferentes fuentes bibliográficas utilizadas para la elaboración de este proyecto. Por último se encuentran dos anexos. El primero corresponde a la normativa de consulta de los elementos de unión atornillados, y el segundo anexo es un artículo del análisis de falla en perno de sujeción de unidad de bombeo mecánico. 3

11 Capítulo 2. Uniones atornilladas CAPÍTULO 2. UNIONES ATORNILLADAS. Este capítulo está dedicado a estudiar las características y tipos de los diferentes elementos que intervienen en una unión atornillada. 2.1 Descripción de la rosca. En este apartado se verán las definiciones, características y partes de las roscas. Así como también algunos tipos que se pueden encontrar y sus principales usos Definiciones de rosca. Se llama rosca al resultado de efectuar una ranura helicoidal sobre un cilindro. Normalmente se dice que el agujero está terrajado y que una barra está roscada. Al conjunto rosca-cilindro se le llama tornillo y al conjunto rosca-agujero se le denomina tuerca. La terminología de las roscas de tornillo, que se ilustra en la figura 2-1, se explica de la manera siguiente: Figura 2-1. Terminología de roscas de tornillo. 4

12 Capítulo 2. Uniones atornilladas El paso es la distancia entre dos cuerdas adyacentes, medida en forma paralela al eje de la rosca. El paso en unidades inglesas es el recíproco del número de cuerdas por pulgada N. Para un tipo de rosca determinado, a cada diámetro nominal le corresponde una serie de pasos normalizados, que pueden ser el normal o medio (usado en tornillería corriente), un paso fino, este último se utiliza excepcionalmente (roscado sobre tubos de paredes delgadas, tuercas de poco grueso, tornillos para aparatos de precisión, etc.), o un paso grueso. Normalmente cuanto más fino es un paso, más estrechas son las tolerancias y por lo tanto el coste de fabricación es mucho mayor. El diámetro mayor d es el diámetro más grande de una rosca de tornillo. El diámetro menor o raíz d r es el diámetro más pequeño de una rosca de tornillo. El diámetro de primitivo d p es un diámetro teórico entre los diámetros mayor y menor (diámetro de paso en la figura 2-1) El avance, es la distancia que se desplaza una tuerca en forma paralela al eje del tornillo cuando a ésta se le da una vuelta. En el caso de una rosca simple, como en la figura 2-1 el avance es igual al paso. Un elemento de unión con rosca múltiple es el que tiene dos o más roscas cortadas lado a lado. Un tornillo de rosca doble tiene un avance igual al doble del paso, el avance de un tornillo de rosca triple es igual a 3 veces el paso, y así sucesivamente. En la figura 2-2 se puede ver la diferencia entre tornillos de rosca sencilla, doble y triple. Los productos estandarizados como tornillos y tuercas tienen roscas sencillas. Figura 2-2. Rosca múltiple El tamaño de la rosca se determina dando el paso "p" para tamaños métricos y el número "N "de roscas por pulgada para los tamaños unificados. Un gran número de pruebas a la tensión de varillas roscadas demostró que una varilla sin rosca con diámetro igual a la media del diámetro de paso y al diámetro menor mostrará la misma resistencia a la tensión que la varilla roscada. El área de la varilla sin rosca se llama 5

13 Capítulo 2. Uniones atornilladas área de esfuerzo de tensión "A t "de la varilla roscada; los valores de A t se presentan en las tablas 2-1 y 2-2. Tabla 2-1. Diámetros y áreas de roscas métricas. 6

14 Capítulo 2. Uniones atornilladas Tipos de rosca. Los diferentes tipos de rosca que se usan en los tornillos son estandarizados, y es importante conocer los tipos disponibles y cuáles son sus características importantes. - Rosca V. Uno de los tipos más antiguos de rosca de tornillo es la rosca V de la figura 2-3. Sin embargo, al ser la cresta tan aguda hace que el tornillo sea muy susceptible al deterioro, además la raíz aguda da como resultado grandes concentraciones de esfuerzo. Figura 2-3. Rosca V. - Rosca Sellers. La rosca Sellers de la figura 2-4, alivió mucho el problema reemplazado las crestas y raíces agudas con superficies planas. Figura 2-4. Rosca Sellers. - Rosca Whitworth. Otra solución fue la rosca Whitworth, de la figura 2-5, en la cual la cresta y la raíz están redondeadas. Figura 2-5. Rosca Whitworth. Se usa frecuentemente en instalaciones hidráulicas, conducciones y fontanería. La rosca Whitworth se designa anteponiendo la letra W al diámetro nominal en pulgadas. Por ejemplo, W 5 1/4 corresponderá a una rosca de diámetro nominal 5 7

15 Capítulo 2. Uniones atornilladas 1/4 y un paso de 2 5/8 hilos por pulgada (que es el normalizado para la rosca Withworth regular o normal). La figura 2-6 muestra también la rosca Withworth. Su forma detallada y dimensiones aparecen en la norma DIN 11. Figura 2-6. Rosca Withworth. Un caso especial de rosca Withworth lo constituye la rosca de tubo Withworth. Este tipo de rosca es muy utilizada en recipientes a presión, tubos y empalmes. Se emplean dos variedades: - Rosca cilíndrica interior y rosca cilíndrica exterior. - Rosca cilíndrica interior y rosca cónica exterior. La rosca cilíndrica interior y rosca cilíndrica exterior se usa para tubos roscados y accesorios con uniones roscadas sin junta entre los elementos roscados. Sus dimensiones detalladas aparecen en la norma DIN 259. Se designa mediante la letra R, seguida del diámetro nominal en pulgadas. El segundo tipo de rosca (tornillo con rosca cónica) se usa en las válvulas de recipientes a presión donde es necesario garantizar la estanquidad de la unión roscada. Sus dimensiones detalladas aparecen en la norma DIN Se designa mediante la letra R, seguida del diámetro nominal en pulgadas y la identificación de la norma DIN La rosca Sellers fue estándar en los Estados Unidos de América, mientras que la rosca Whitworth lo fue en Inglaterra. Ambos países tienen ahora la rosca estándar unificada mostrada en la figura

16 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura 2-7. Rosca estándar unificada. Existen dos series principales de roscas unificadas de uso común: UN y UNR. Debido a los factores reducidos de concentración de esfuerzo en la rosca, las roscas de serie UNR presentan resistencias a la fatiga mayores. Dentro de la rosca unificada UN, tenemos la rosca unificada de paso fino UNF y la rosca unificada de paso grueso. 9

17 Capítulo 2. Uniones atornilladas Tabla 2-2. Diámetros y pasos de roscas unificadas. - Rosca métrica ISO. Se usa fundamentalmente en tornillería y para aplicaciones en general de uso común. Las roscas métricas ISO de paso normal se designan anteponiendo la letra M al diámetro nominal en milímetros. Por ejemplo, M 30 corresponderá a una rosca de diámetro nominal 30 y un paso de 3,5 mm (que es el normalizado para la rosca métrica regular o normal). Las roscas finas se designan anteponiendo la letra M al diámetro nominal, al signo "x" y al paso en mm. Por ejemplo, M 30 x 1,5 corresponderá a una rosca de diámetro nominal 30 y un paso de 1,5 mm. La figura 2-8 presenta la forma de la rosca métrica ISO. Su forma detallada y dimensiones se especifican en la norma UNE , equivalente a la DIN 13 e ISO

18 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura 2-8. Rosca métrica ISO. La rosca métrica ISO se ejecuta, según figura 2-9, con las siguientes tolerancias: fina f, para roscas de gran precisión en las que sea necesario un juego pequeño (ajuste 5H/4h entre la rosca de la tuerca y la rosca del espárrago); media m, para aplicaciones generales (ajuste 6H/6g); basta g, cuando no se dan exigencias especiales respecto a precisión (ajuste 7H/8e). La clase de tolerancia m, es la predominante y no necesita especificarse en los pedidos. Figura 2-9. Tolerancias en la rosca métrica ISO. En la figura 2-9 d es el diámetro nominal, d 2 es el diámetro primitivo y d 3 el diámetro de fondo. 11

19 Capítulo 2. Uniones atornilladas - Rosca trapezoidal. La rosca trapezoidal se emplea en roscas utilizadas como elementos transformadores de giro en desplazamiento o viceversa, como por ejemplo en husillos. En la figura 2-10 se muestra la forma de la rosca. Sus dimensiones aparecen en la norma DIN 103. Figura Rosca trapezoidal. Este tipo de roscas se designa mediante el símbolo Tr seguido del diámetro nominal. Para roscas de un hilo (o de entrada de un solo paso) se coloca después el signo "x" y el paso del perfil. Por ejemplo: Tr 40 x 3 sería una rosca trapezoidal de un hilo de diámetro nominal 40 y paso 3. Para roscas trapezoidales de varios hilos, a continuación del símbolo Tr y el diámetro nominal se coloca el paso Ph de la rosca de varios hilos medido en mm, la letra P y la división en mm. Por ejemplo: Tr 40 x 14 P 7 seria la designación para una rosca trapezoidal de diámetro nominal 40, paso 14 y división 7. - Rosca redonda. El perfil de rosca redondo (figura 2-11) reduce en gran medida la acumulación de tensiones mecánicas, es muy resistente a esfuerzos importantes y también a los golpes. Sin embargo su utilización es escasa, ya que su fabricación es compleja. Su perfil se obtiene partiendo de la rosca trapezoidal redondeando el fondo y la cresta con dos arcos de circunferencia. Sus dimensiones aparecen especificadas en la norma DIN 405. Figura Rosca redonda. 12

20 Capítulo 2. Uniones atornilladas Se usa también para roscas construidas sobre chapa embutida, como por ejemplo en roscas para bombillas. La rosca se designará mediante el símbolo Rd seguido del diámetro nominal, el signo "x" y el paso. Por ejemplo, Rd 16x3 - Rosca en dientes de sierra. El perfil asimétrico o en "dientes de sierra" (figura 2-12) se utiliza cuando el componente radial del esfuerzo puede despreciarse y los esfuerzos axiales son relativamente importantes en el sentido del flanco más vertical. Se utilizan en pinzas de torno. Se designa mediante la letra S seguida del diámetro nominal, el signo "x" y el paso. Por ejemplo, S 36 x 3. Sus dimensiones se ofrecen en la norma DIN 513, 514 y Tornillos. Figura Rosca en dientes de sierra. Un tornillo es un elemento roscado macho. Puede desempeñar dos funciones: transformador de movimiento lineal en circular o viceversa, y elemento de unión entre varios elementos. Cuando desempeña la función de fijación el tornillo tiene en general dos partes: la cabeza y la espiga. La cabeza tiene, según se verá posteriormente, formas variadas según cual vaya a ser la herramienta que se utilizará para su montaje. La espiga es el elemento cilíndrico. Puede estar total o parcialmente roscado. El extremo libre del tornillo, según la función que vaya a desempeñar, tiene también formas variadas. Los tornillos como elemento de unión se utilizan para sujetar varias piezas por medio de la rosca, que presiona a las piezas unas sobre otras. El tornillo puede desempeñar varias funciones, como podemos ver en la figura Figura Funciones de los tornillos. 13

21 Capítulo 2. Uniones atornilladas - Tornillo de montaje: : desempeña la función de tornillo de montaje cuando la cabeza del tornillo ejerce la presión que garantiza la unión. - Tornillo de presión: desempeña la función de tornillo de presión cuando la fuerza que ga- rantiza la unión la realiza el extremo de la espiga, empujando y presionando a la pieza. - Tornillo de fijación: el tornillo de fijación, también llamado prisionero, realiza la unión interponiéndose entre dos elementos e impidiendo el movimiento relativo entre ambos. - Tornillo de guía: se utiliza la forma especial del extremo de su espiga para permitir un movimiento relativo entre los dos cuerpos que une (rotación o traslación) e impedir el otro (traslación o rotación respectivamente). Los tornillos presentan distintos tipos de cabezas y también distintos tipos de espigas. En la figura 2-14 se ofrecen los nombres de los distintos tipos de cabezas de los tornillos. Figura Tipos de cabeza de tornillos. En la figura 2-15 se muestran los nombres de los diferentes tipos de extremos de los tornillos, definidos según la normal DIN

22 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura Tipos de extremos de tornillos según la normal DIN 78. El apriete más firme lo ofrecen las cabezas hexagonal y cuadrada, siendo la primera de ellas la de mayor utilización. Si se desea que la cabeza quede oculta sobre la superficie de la pieza, alojándose en un taladro, se debe recurrir a las cabezas cilíndricas con orificio hexagonal, que permiten mecanizar fácilmente su alojamiento en un agujero de poco diámetro. Los tornillos con hueco hexagonal en la cabeza reciben también el nombre de tornillos Allen. Las cabezas con ranura se utilizan menos, ya que el apriete que se puede ejercer es menor. Las cabezas avellanadas o cónicas facilitan el centraje entre las piezas. Los extremos de tornillo sin bombear, bombeado y con chaflán se emplean generalmente en tornillos de montaje: Los extremos de espiga, chaflán afilado y en punta, con todas sus variantes, se usan en tornillos con funciones de tornillos de presión, de guía o prisioneros. Por último, el extremo "para raspar" permite el autoterrajado del orificio sin roscar cuando se realiza el montaje del tornillo. Las combinaciones de los distintos tipos de cabezas y de extremos permiten una infinidad de tipos de tornillo. La mayoría de estas combinaciones están normalizadas, y existe para cada tipo de tornillo específico (formado como combinación de un tipo de cabeza y un tipo de extremo) una norma que define sus series de dimensiones normalizadas. Las normas DIN son las más completas y las que ofrecen una gama más amplia de tornillos normalizados. En la figura se recogen los tipos de tornillos más comunes y la norma DIN que los define. 15

23 Capítulo 2. 2 Uniones atornilladas Figura Tipos de tornillos metálicos. 16

24 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura Tipos de tornillos metálicos, tornillos autoterrajantes, varillas metálicas y prisioneros. Figura Tipos de tornillos metálicos para aplicaciones especiales. 17

25 Capítulo 2. Uniones atornilladas Designación de los tornillos. Los tornillos se designan mediante la designación completa de la rosca, seguida del símbolo "x", de la longitud total, de la clase de calidad y de la norma que lo define. Por ejemplo: Un tornillo de cabeza cuadrada de cuello cilíndrico de 10 mm de diámetro de paso normal, perfil métrico ISO, longitud 50 y clase de calidad 5.6 se designaría: tornillo M10 x 50, clase 5.6 DIN 480. Un tornillo de cabeza cilíndrica con hueco hexagonal de 30 mm de diámetro de paso 1,5 mm, perfil métrico ISO, longitud 70 y clase de calidad 5.6 se designaría: tornillo M30 x 1,5 x 70, clase 5.6 DIN 912. En el caso de que sea necesario y para evitar posibles, confusiones, se puede especificar también el tipo de cabeza y el tipo de extremo. Por ejemplo: Un tornillo de cabeza cuadrada de cuello cilíndrico de 10 mm de diámetro de paso normal, perfil métrico ISO, longitud 50 y clase de calidad 5.6 se designaría: tornillo de cabeza cuadrada y extremo con espiga M10 x 50, clase Longitud del tornillo. En la figura 2-19 se presenta un dibujo de un tornillo estándar de cabeza hexagonal. Se puede observar la cara de la arandela, el filete debajo de la cabeza, el inicio de las roscas y el bisel en ambos extremos. La longitud de los tornillos siempre se mide desde la parte inferior de la cabeza. Figura Tornillo estándar de cabeza hexagonal. El diámetro de la cara de apoyo es igual que el ancho entre las caras planas de la cabeza hexagonal. 18

26 Capítulo 2. Uniones atornilladas La longitud de la rosca L T de tornillos métricos, donde d es el diámetro nominal, se expresa mediante: 2d + 6 L 125 d 48 mm L T 2d < l 200 mm 2d + 25 L > 200 mm Y para tornillos en pulgadas como 2d + ¼ pulg L 6 pulg L T 2d + ½ pulg L > 6 pulg La longitud ideal del tornillo es aquella donde sólo sobresalen una o dos hilos de la rosca de la tuerca después de que se aprieta. Si bien cabe destacar que la rosca métrica por ejemplo está normalizada de 5 en 5 mm. 2.3 Tuercas. El propósito de un tornillo es sujetar dos o más partes. La carga de sujeción estira o alarga el tornillo; la carga se obtiene haciendo girar la tuerca hasta que el tornillo se alargue casi hasta su límite clástico. Si la tuerca no se afloja la tensión en el tornillo permanece como la fuerza de apriete. Cuando se aprieta, el mecánico debe, si es posible, mantener estacionaria la cabeza del tornillo y hacer girar la tuerca: de esta manera el cuerpo del tornillo no sentirá el par de torsión de fricción de la rosca. Una tuerca es un elemento con un orificio roscado y va roscada a un tornillo, espárrago, etc., Su función principal es la de sujetar elementos, según se muestra en la figura Figura Montaje de tornillo con tuerca. El material de la tuerca debe seleccionarse con cuidado para igualar al del tornillo. Durante el apriete, la primera rosca de la tuerca tiende a tomar toda la carga; pero ocurre la fluencia, con algún endurecimiento debido al trabajo en frío que se presenta, y a la larga la carga se 19

27 Capítulo 2. Uniones atornilladas divide en casi tres roscas de la tuerca. Por esta razón nunca deben reutilizarse tuercas usadas con anterioridad ya que puede ser peligroso. Figura Varios estilos de tuercas. Según como se realice el montaje de la tuerca se puede distinguir entre tuercas apretadas con llave y tuercas apretadas a mano Tuercas para apriete con llave. Son las tuercas más extendidas. Gracias a la llave su apriete es muy eficaz. Los tipos principales, junto con las normas que los definen, aparecen representados en la figura Como en los tornillos, existe prácticamente un tipo de tuerca para cada aplicación. Las tuercas hexagonales son las más habituales. Existen varios tipos, aunque la tuerca definida según DIN 934 es la de aplicación más común. La tuerca rebajada (DIN 936) se emplea habitualmente como contratuerca (figura 2-23a). La tuerca hexagonal alta (DIN 30389) no se utiliza mucho, sólo se emplea cuando la tuerca tiene que ser menos resistente que el tornillo. Para casos especiales, sobre todo en series de pequeños diámetros, pueden usarse las tuercas hexagonales de extremos planos (DIN 431 y DIN 439). Estas últimas suelen utilizarse en valvulería y equipos electrónicos. Las tuercas con refuerzo (DIN 6331) evitan el empleo de arandela debido a la mejor superficie de apoyo que presentan. Por otro lado, las tuercas ciegas (DIN 1587) presentan uno de los lados cerrados, impidiendo de este modo que sobresalga el tornillo por ese extremo. Las tuercas con asiento esférico (DIN 6330) se emplean cuando la cara de apoyo es oblicua en relación con el eje del tornillo. Para su utilización se debe mecanizar la pieza con un alojamiento cónico o utilizar una arandela intermedia especial con asiento esférico (figura 2-23c). En cuanto a las tuercas almenadas (DIN 935 y 937) y las tuercas perforadas (DIN 35388), se emplean cuando se quiere conseguir la inmovilización de la tuerca. Llevan un taladro o 20

28 Capítulo 2. Uniones atornilladas unas almenas por donde se monta un pasador que se dobla para impedir su desalojo (figura 2-23b). Cuando hay que mover la tuerca es necesario cambiar el pasador. Las tuercas cuadradas (DIN 557 y 562) presentan una superficie de apoyo importante y se utilizan sobre todo en construcción. Las aristas de estas tuercas se redondean con menos facilidad que las de las hexagonales al apretarlas o aflojarlas con las llaves, por lo que se utilizan en montajes y desmontajes frecuentes. Las tuercas cilíndricas (DIN 546, 547, 548) y octogonales (DIN 431) se aprietan con mayor dificultad que todas las anteriores. Se usan en la industria eléctrica y electrónica y en mecanismos de precisión. Normalmente se necesita una llave especial para su accionamiento. Por último, existen distintos tipos de tuercas especiales, tales como las tuercas de seguridad (DIN 985 y 986, DIN 7967, DIN 929) que tienen formas y constitución especiales. Figura Tuercas para apriete con llave. 21

29 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura Uso de tuercas Tuercas apretadas a mano. Generalmente el apriete que se consigue es inferior al de las tuercas con llave, aunque éste depende de la forma. Su característica más importante es su rapidez de maniobra. Figura Tuercas apretadas a mano Algunas tuercas de mariposa (DIN 315) presentan unas "alas" dependiendo del proceso de fabricación. Las tuercas moleteadas (DIN 6303,466, 467) tienen la superficie exterior moleteada para que no resbalen al apretarlas con la mano. Por su parte, las tuercas con travesaño (DIN 6335) inmovilizan la unión mediante un prisionero o un pasador que se introduce en un taladro realizado cuando la tuerca y el tornillo están montados. Por último, existen tuercas especiales como por ejemplo las esféricas (DIN 319) y las de manivela (DIN 99), cada una con distintas funciones específicas. 22

30 Capítulo 2. Uniones atornilladas 2.4. Tornillos con tuerca. El tornillo y la tuerca deben ser del mismo diámetro nominal (figura 2-25). Las piezas que se van a montar con este tipo de unión deben tener agujeros pasantes (sin roscar). El montaje se produce por la presión de unas piezas con otras debido al apriete ejercido por la unión roscada tuerca-tornillo. Para conseguir un apriete eficaz, los tornillos deben quedar inmovilizados respecto al giro. Por este motivo existen (figura 2-25) tornillos con cuello cuadrado, con prisioneros o con formas de cabezas especiales u otros sistemas de inmovilización de la cabeza del tornillo. Figura La unión más habitual es la de tornillo y tuerca hexagonal. Se emplea en los montajes más comunes, ya que permite un apriete muy eficaz. Cuando la tensión a que está sometida la unión que soporta el tornillo es muy elevada se usan tornillos de alta resistencia, formados por un tornillo reforzado en su cabeza, con un resalte cilíndrico y un radio de acuerdo en la espiga que disminuye las concentraciones de tensiones (ver figura 2-20). Cuando se usa un tornillo de cabeza cuadrada (figura 2-27) se utiliza como tornillo con la cabeza incrustada, de forma que la cabeza queda encajada en un alojamiento con dos caras planas, consiguiéndose de este modo el bloqueo de giro de la cabeza del tornillo. Se utiliza por ejemplo en las ranuras en T de los platos de las máquinas herramienta. 23

31 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura Cuando se tienen tornillos de cabeza cilíndrica, de cabeza redonda y de cabeza avellanada (figura 2-28), para inmovilizar la cabeza del tornillo éste tiene un saliente forjado o se coloca un prisionero adicional. Figura Tornillo con prisionero Arandelas. Las arandelas son elementos que se colocan entre la tuerca (o la cabeza del tornillo) y la pieza a unir. Su función principal es evitar que la pieza se raye y aumentar al mismo tiempo la superficie de apoyo. Además, algunos tipos de arandelas permiten la inmovilización de los tornillos y tuercas. Los agujeros de los tornillos quizás presenten rebabas o bordes agudos después de su formado, que podrían penetrar en el entalle e incrementar la concentración del esfuerzo. Por lo tanto, para prevenir este problema, siempre deben usarse arandelas debajo de la cabeza del tornillo. También se utilizan cuando los tornillos se montan en agujeros rasgados, las zonas de asiento son más blandas que los tornillos o las superficies de las pizas quedan inclinadas con respecto al eje del agujero. Deben ser de acero endurecido y cargadas en el tornillo de manera que el borde redondeado del agujero estampado esté de frente al tornillo. Algunas veces también es necesario emplear arandelas debajo de la tuerca. De manera similar al caso de los tornillos y tuercas, según la precisión de las medidas y formas y de la calidad de la superficie, se distinguen los siguientes tipos de arandelas: media y basta. 24

32 Capítulo 2. Uniones atornilladas Las arandelas de suplemento están normalizadas en la DIN 125 (media) y en la DIN 126 (basta), para los tornillos y tuercas hexagonales; en la DIN 433 para tornillos de cabeza cilíndrica y semiesférica; en la DIN 1440 (media) y DIN 1441 (basta) para bulones; DIN 7349 para tornillos de manguitos de apriete; DIN 7989 para tornillos ajustados hexagonales y en la DIN 9021 (diámetros especialmente grandes), para fines especiales. Dentro de las arandelas que cumplen únicamente la función de apoyo, existen varios tipos, aunque las más normales son las arandelas planas y las arandelas abiertas. Ver figura Figura Diferentes tipos de arandelas. Las arandelas planas (DIN 125, 1440, 1441) son las más usuales, y se utilizan para aumentar la superficie de apoyo entre la tuerca o la cabeza del tornillo y la pieza sobre la que apoyan. En cuanto a las arandelas abiertas (DIN 6732), permiten el desmontaje de una pieza sin que sea necesario desmontar la tuerca. Para el bloqueo de piezas adicionales se utilizan las arandelas pestillo (DIN 6371). Las arandelas convexas (DIN 6319 C) y cóncavas (DIN 6319 D) se utilizan cuando se usan tuercas con asiento esférico (figura 2-30a) o montajes con tuercas hexagonales normales en las que el eje del tornillo no es perpendicular al de la superficie de apoyo de la arandela (figura 2-30b). Figura Arandela cóncava y convexa. En la figura 2-31 se muestran otro tipo de arandelas. Son las denominadas genéricamente arandelas elásticas y se usan como elementos de seguridad para evitar que se aflojen las uniones roscadas. Ver apartado

33 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura Arandelas elásticas Inmovilización de tornillos y tuercas. La inmovilización de tuercas y tornillos tiene como objeto evitar que se aflojen las uniones roscadas sometidas a vibraciones, golpes, cambios de temperatura, etc. Para ello, existen distintos tipos de montajes que garantizan en mayor o menor grado esta inmovilización. Las formas más normales de inmovilización de acoplamientos roscados son inmovilizaciones de relativa seguridad e inmovilizaciones de seguridad absoluta Inmovilización de relativa seguridad. Estos montajes garantizan el contacto entre, los flancos de la tuerca y el tornillo, sin embargo no garantizan por completo la imposibilidad de aflojamiento de la unión, ya que depende del rozamiento entre los flancos de las roscas. Se basan en aumentar la presión entre los flancos de las roscas del tornillo y de la tuerca (figura 2-32a). - Inmovilización por encolado. Se utiliza para ello una cola o un barniz especial. - Contratuerca. Para realizar una inmovilización con una contratuerca se bloquea en primer lugar la tuerca contra la pieza. Seguidamente se atornilla la contratuerca (figura 2-32b) y se bloquea ésta contra la tuerca, de forma qué queden las dos tuercas apretadas contra la pieza. Normalmente se utilizan como contratuercas tuercas hexagonales rebajadas (DIN 936). - Arandelas grower. La inmovilización (figura 2-32c) se consigue gracias a la elasticidad de la arandela grower (DIN 127). La eficacia de esta inmovilización viene aumentada por la incrustación de los extremos salientes en la tuerca (o en la cabeza del tornillo) y en la pieza. - Arandelas dentadas. Estas arandelas (DIN 6798, 6797) consiguen la inmovilización gracias a la elasticidad de los dientes (figura 2-32d). La eficacia de las mismas se ve incrementada por la incrustación de las aristas en las piezas que se van a inmovilizar. 26

34 Capítulo 2. Uniones atornilladas - Arandelas Belleville. La arandela Belleville (DIN 128) presenta una forma troncocónica. Después del apriete queda plana, pero no pierde sus propiedades elásticas y actúa como un potente resorte axial. De esta forma se asegura una gran presión de contacto entre los filetes de la rosca. Se pueden colocar varias arandelas superpuestas, aumentando así el efecto resorte incrementando entonces la presión entre filetes. Se utilizan sobre todo para inmovilizar tuercas en piezas sometidas a vibraciones y choques. El contacto es permanente en todo momento entre las piezas, y la marca que dejan es mucho menor que la que dejaría cualquier otro tipo de arandela. Figura Inmovilización de relativa seguridad. - Tuercas de seguridad. Las tuercas autoblocantes (DIN 986 y DIN 987) que se observan en la figura 2-33a tienen un anillo de material sintético (nylon, teflón, etc.) en el que penetran los filetes del tornillo al roscar la tuerca. En cuanto a la tuerca de seguridad (DIN 7967), fabricada en chapa, consigue el bloqueo de la unión por el efecto elástico de los dientes roscados de inmovilización (figura 2-33b). 27

35 Capítulo 2. Uniones atornilladas Figura 2-33.Tuercas de seguridad Inmovilización total de tornillos y tuercas. Estos montajes garantizan la inmovilización por medio de un obstáculo que se opone al aflojamiento de la tuerca o del tornillo. Si no se retira el obstáculo, no se podrá aflojar la unión. - Inmovilización por alambre. Si se taladran las cabezas de dos tornillos o de dos tuercas, se pueden inmovilizar mediante un alambre que pase por los agujeros atándolo después. El alambre utilizado suele ser de latón recocido o de acero inoxidable (figura 2-34). Este tipo de inmovilización se usa por ejemplo para colocar precintos. Figura 2-34.Inmovilización por alambre. 28

36 Capítulo 2. Uniones atornilladas - Inmovilizadores de chapa o plaquitas tope. Este tipo de inmovilizadores son placas con distintas formas (figura 2-35). La inmovilización de la placa se obtiene por medio del doblado de un borde sobre uno de los planos de la pieza y el otro borde sobre el tornillo o la tuerca (figura 2-35). Las cazoletas de seguridad se utilizan para tornillos de cabeza cilíndrica. Figura Inmovilizadores de chapa. 29

37 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas CAPÍTULO 3. FALLO DE UNIONES ATORNILLADAS. Este capítulo trata sobre el fallo que se puede producir en las uniones atornilladas, ya sea en las piezas unidas o en el propio elemento de unión. 3.1 Tipos de cargas. Las uniones roscadas pueden estar sometidas a cargas de tipo transversal, a cargas de tipo axial, según actúen perpendicular o paralelamente al eje de la unión, a una combinación de ambas o a flexión. Véase figura 3-1. Estas cargas afectan de igual forma a tornillos que a remaches. Figura 3-1. Cargas transversales y axiales. 3.2 Fallo de las piezas unidas. El fallo en las pizas unidas puede darse debido a diferentes factores. Algunos de ellos se pueden ver en la figura 3-2. Figura 3-2. Fallo de las piezas unidas. 30

38 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas El fallo debido a la flexión propiciado por una carga transversal se puede ver en la figura 3-2a así como en la 3-3. Las piezas unidas se doblan produciendo fallo debido a factores como puede ser la disposición de las piezas unidas, como se muestra en la siguiente figura. Figura 3-3. Fallo de las piezas por flexión. La solución a este problema es intentar una disposición de las pizas como en la figura 3-3b cuando sea posible o que las pizas unidas tengan una resistencia mayor para evitar su deformación. Una carga transversal de tensión pura puede dar lugar a la ruptura de uno de los elementos como se aprecia en la figura 3-2b. Del mismo modo, esa misma carga podría provocar el fallo por aplastamiento de la pieza (figura 3-2c), o desgarramiento de la pieza a partir de donde está el tornillo como se aprecia en las figuras 3-2d y 3-2e. 3.3 Fallo en el tornillo. Una sobrecarga estática general considerable puede producir la rotura de la espiga del tornillo en la sección lisa o en la parte roscada, el cizallamiento de la rosca, así como flexión o aplastamiento. Una carga transversal puede producir fallo no solamente en las piezas unidas, como se vio en el apartado anterior, sino que también en el propio elemento de unión. La figura 3-4a muestra el fallo como consecuencia de la cortadura. En la 3-4b se puede ver que no se ha producido cortadura, pero sí flexión o deformación. El tornillo también puede fallar por torsión durante el apriete si éste no se realiza de manera adecuada o no es capaz de resistirlo. Una carga axial elevada que el tornillo fuera incapaz de soportar produciría también el fallo. Las cargas axiales se verán con mucha más profundidad más adelante. 31

39 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas Figura 3-4. Fallo en el tornillo por carga transversal. Además de lo visto anteriormente, se tiene que tener en cuenta la inseguridad acerca de las fuerzas exteriores que efectivamente se presentan en nuestra unión, ya que si durante la proyección de la unión atornillada se ha supuesto únicamente un tipo de carga cuando en realidad tenemos otra que por cualquiera motivo, ya sea que la superficie de apoyo del tornillo no sea totalmente lisa o cualquier otro factor externo influirá negativamente sobre la unión propiciando el fallo. El análisis estático de los casos de rotura de los elementos roscados muestra que aproximadamente el 90% de todos ellos llevan el carácter de fatiga debido a cargas axiales. Esto se explica, ante todo, por la influencia de los concentradores de esfuerzo (la rosca, las secciones de transición) que reducen la resistencia mecánica de los elementos roscados a las tensiones alternantes. En este caso se rompen, por regla general, los tornillos, a pesar de que en las tuercas también hay rosca; esto está vinculado con la influencia definida de los esfuerzos de distensión (los filetes de la rosca del tornillo se encuentran en la zona de tales esfuerzos) sobre el surgimiento y desarrollo del proceso de rotura por fatiga. En la figura 3-5 se muestran algunos casos típicos de rotura de tornillos por fatiga. Figura 3-5. Casos típicos de rotura. 32

40 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas La rotura más frecuente tiene lugar por el primer o segundo filete de trabajo, partiendo de la tuerca (figura 3-5a y 3-6), donde se producen el 65% de las roturas; más raramente tiene lugar la rotura en la zona de la salida de rosca, con una probabilidad de rotura del 20% (figura 3-5b), y en las secciones de debajo de la cabeza (figura 3-5c y 3-7), con un 15% de probabilidad de rotura. Figura 3-6. Fallo en el primer o segundo filete de trabajo. Figura 3-7. Fallo en la sección de debajo de la cabeza. Para evitar el fallo de manera considerable en la sección de la figura 3-5-c y 3-7 se pueden usar tuercas autoalineadas que reducen la flexión de los tornillos debido principalmente a que las superficies no son exactamente perpendiculares al eje del tornillo, con lo que se prolonga su vida útil en condiciones de fatiga. Una medida para evitar el fallo en las secciones de la figura 3-5b y 3-5c sería un mejor redondeado para evitar concentradores de esfuerzos mediante un mejor flujo de fuerzas. La figura 3-8 muestra detalles geométricos que mejoran la resistencia a la fatiga. 33

41 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas Figura 3-8. Detalles geométricos para mejorar la resistencia a la fatiga. El radio de curvatura de la ranura en el extremo de la rosca debe ser por lo menos 0,2D, y con preferencia 0,5D, con un diámetro d algo más pequeño que el diámetro menor de la rosca d r. En lugar de esta ranura, los hilos pueden terminar en el interior de una superficie cónica gradual, en vez de un término repentino a profundidad total. En la figura 3-8 la ranura inferior de la tuerca mejora la distribución de la carga sobre los hilos de la tuerca, capaz de reducir el fallo en la sección 3-5a. Con una tuerca regular, el primer hilo tiene que soportar una carga de 1.8 veces la carga media por filete (2.3 veces aproximadamente para roscas finas), mientras que el filete de "cabeza" soporta aproximadamente la mitad de la carga media (1/3 en las roscas finas). Con la ranura circular interior, la rigidez reducida en el fondo de la tuerca permite que se alargue más la parte inferior con lo que la distribución es más uniforme entre todos los hilos. En otro diseño que tiene por objeto el mismo fin, la tuerca tiene forma cónica hacia la parte inferior. Este diseño especial, al igual que otros destinados al mismo fin, es más caro y no se debe adoptar cuando no sea necesario. La figura 3-8 muestra la distribución de la carga a lo largo de los hilos de la tuerca y la rosca del tornillo, así como una tuerca sobresaliente (figura 3-9a) para intentar que la mayor proporción de la carga no esté en el primer filete de la tuerca. La figura 3-9 b muestra la distribución de la carga si hacemos uso de la tuerca con ranura inferior de la que se ha estado hablando. 34

42 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas Figura 3-8. Solicitación de la rosca. A veces, la rotura por fatiga puede aparecer en la parte no roscada del tornillo, debido a la acción, durante el trabajo, de las cargas cíclicas transversales, las cuales no se han tenido en cuenta al proyectar el montaje de la unión. La aparición de estas cargas es posible, si en la proyección no fueron previstas las medidas relacionadas con la descarga del tornillo, partiendo de la influencia de la inexactitud de su fabricación, mal montaje, desplazamiento relativo de los elementos a tensar, siendo la tensión inestable etc. En un análisis de falla de tornillo presentado en el apéndice 8.2 de fallo del tornillo, análisis del fallo de un tornillo de falla del tornillo podremos ver el efecto de estas cargas transversales con más detenimiento. Apriete inadecuado de los tornillos. Si hay varios tornillos el apriete desigual trae consigo una distribución desigual de la carga y el alabeo de la pieza (por ejemplo en los cárteres de metal ligero de los motores). En tales casos lo mejor es apretar los tornillos los con una llave dinamométrica, hasta un alargamiento del tornillo que se ha de prescribir (comprobación con un micrómetro) o hasta un ángulo de giro durante el apriete o bien disponer un tornillo con una zona de rotura nominal (corte de la parte del tornillo sobresaliente de la tuerca cuando se alcanza el momento nominal). El apriete de los tornillos se verá con más detalle en un apartado posterior. Pérdida del apriete. Esto puede ser debido a dilatación térmica, o a la deformación plástica del tornillo y de las piezas comprimidas. La solución consiste en emplear tornillos de alta resistencia con grandes alargamientos elásticos (tornillos extensibles largos o elementos extensibles elásticamente según figura 3-10) o bien elementos intermedios fuertemente elásticos tales como paquetes de arandelas elásticas de platillo (las arandelas elásticas normales no son adecuadas para este fin, puesto que su reacción elástica máxima en general no puede tensar los tornillos hasta el 35

43 Capítulo 3. Fallo de uniones atornilladas 70 % del límite elástico). El asentamiento de las piezas comprimidas ha de limitarse al mínimo posible, por lo tanto no debemos emplear suplementos blandos, sino, al contrario, suplementos endurecidos de alta resistencia que mediante una superficie de apoyo mayor disminuyen la presión de contacto sobre la pieza. Figura Elementos extensibles para evitar pérdida del apriete. En la figura podemos ver la posibilidad de una conformación elásticamente extensible de tornillos con cortas longitudes de extensión. Durante el apriete el tornillo está sometido a un par torsional y a un esfuerzo axial. Como regla general el tornillo fallará durante el apriete ya que después de éste, la unión se relaja y se pierde en torno a un 5% del total, además de que se disipa el efecto de torsión. Se recomienda tanto para la carga estática como para la de fatiga que se use lo siguiente para el apriete: F i = 0.75 F p Conexiones no permanentes 0.90 F p Conexiones permanentes Donde F p es la carga de prueba, que se obtiene mediante la ecuación F p = A t S p En el apartado 5.4 se verá con más detalle todo lo relacionado con el apriete: cargas que influyen durante el apriete, diferentes métodos para conseguir un apriete adecuado y modelos de cálculo. 36

44 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos CAPÍTULO 4. MATERIALES Y RESISTENCIA DE LOS TORNLLOS. En este capítulo se va a hablar sobre la resistencia de los tornillos, se presentarán tablas donde se pueden obtener estas resistencias, así como los materiales que son capaces de aportar tales valores. 4.1 Resistencia de los tornillos. En las normas para tornillos, la resistencia se especifica mediante la resistencia mínima de prueba o la carga mínima de prueba y la resistencia mínima de tensión. La carga de prueba de un tornillo es la carga máxima que un tornillo puede soportar sin adquirir una deformación permanente. La resistencia de prueba es el valor límite del esfuerzo que se determina usando la carga de prueba y el área de esfuerzo de tensión. Aunque la resistencia de prueba y la resistencia a la fluencia tienen algo en común, usualmente la resistencia a la fluencia es más alta debido a que se basa en una deformación permanente de 0.2%. La resistencia de prueba, como se define por las especificaciones de la Society of Automotive Engineers (SAE), la American Society for Testing and Materials (ASTM) y la International Organization for Standardizaron (ISO), define los grados de tornillos o clases en la que se especifica el material, el tratamiento calorífico y la resistencia de prueba mínima para el tornillo. Los números de grado SAE varían de 1 al 8; y los números de grado métrico, de 4.6 a 12.9 (los números más altos indican una resistencia mayor). Las resistencias SAE se encuentran en la tabla 4-2. Los grados de los tornillos se numeran de acuerdo con las resistencias a la tensión, utilizando decimales para señalar variaciones al mismo nivel de resistencia. Las resistencias ASTM se presentan en la tabla 4-3. Las roscas ASTM son más cortas porque por lo común la ASTM está relacionada con estructuras. Por lo general las conexiones estructurales se someten a cortante y la longitud disminuida de la rosca proporciona más área del cuerpo. 37

45 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Las resistencias para elementos de unión roscados métricos se presentan en la tabla 4-4. Vale la pena mencionar que todos los tornillos con especificación de grado que se fabrican en Estados Unidos llevan, sobre su cabeza, una marca o un logotipo del fabricante, además de la marca de grado, que confirma que el tornillo cumple o excede las especificaciones. Si no se encuentran esas marcas, quizás el tornillo sea de otro origen; para esa clase de tornillos no existe la obligación de cumplir con las especificaciones. En la tabla 4-1 se pueden ver las equivalencias aproximadas entre los grados SAE, ASTM y métricos, de aceros para tornillos. Esto puede ser útil al comparar diseños para los cuales las especificaciones incluyan combinaciones de grados SAE, ASTM y métricos, de aceros para tornillos. Para conocer datos específicos de resistencia, deben consultarse las normas individuales. Grado SAE Grado ASTM Grado métrico J429 Grado 1 J429 Grado 2 J429 Grado 5 J429 Grado 8 A307 Grado A Grado Grado 5.8 A449 Grado 8.8 A354 Grado BD Grado 10.9 Tabla 4-1 Las tuercas se gradúan de modo que se puedan acoplar con su grado correspondiente del tornillo. El propósito de la tuerca consiste en hacer que sus hilos se flexionen para distribuir la carga del tornillo de manera más uniforme en ella. Las propiedades de la tuerca se controlan a efectos de lograr este objetivo. Su grado debe ser igual al grado del tornillo. 38

46 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Tabla 4-2. Resistencias SAE para tornillos de acero. 39

47 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Tabla 4-3. Resistencias ASTM para tornillos de acero. 40

48 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Tabla 4-4. Clases métricas de propiedades mecánicas de tornillos y espárragos de acero. 4.2 Materiales para elementos roscados. Se dispone de un campo muy amplio en cuanto a la selección del material a usar en los elementos de unión roscados. Por tanto es muy importante que se sepa escoger el material adecuado para una aplicación particular. Algunos de los factores que se deben evaluar son los siguientes: - Condiciones ambientales en que va a ser usado el elemento de unión roscado. - Si el material debe tener propiedades especiales eléctricas o de conductibilidad de calor. Temperaturas de operación implicadas. - Si el elemento de unión roscado va a estar abriéndose y cerrándose frecuentemente. - Las vibraciones. - Si el peso será factor importante. - Vida que se espera vaya a tener. - Costo. 41

49 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Muchos tornillos se fabrican de acero inoxidable, metales no ferrosos y plásticos (por ejemplo Zytel, Teflón) y se los utiliza con alguna finalidad determinada: resistencia a la corrosión, temperaturas altas o muy bajas, poco peso, conductibilidad eléctrica, aislamiento, etc. Aceros. Los aceros inoxidables son útiles en aplicaciones donde la corrosión, temperatura y resistencia pueden ser un problema. Generalmente se puede hacer uso del material que se desee para tornillos, pero se usará acero "ordinario" (ASTM A 307 y SAE grado 1, S u mínima = 3867 kg/cm 2 = 55ksi, equivalente a 1015 aproximadamente, por ejemplo), y tornillos de cabeza estampada en frío, cuando no haya otra razón que se oponga. Las entidades SAE y ASTM y varios departamentos oficiales han normalizado especificaciones para materiales para elementos de tornillería. Entre los aceros que más comúnmente se usan para tornillos figuran los AISI 1013, 1018, 1038, 1041, 1054, 1340, 4037, 4140, 4150, 50B40, 8635, 8735, 4340; pero un procedimiento particular de un determinado fabricante se puede adaptar más fácilmente a un acero que otro. Las especificaciones ASTM y SAE se pueden satisfacer con muchos aceros normalizados; por ejemplo, SAE 1041 QT puede fácilmente llenar las exigencias de la SAE grado 5, que es un material para tornillo de buena resistencia. Un acero con bajo contenido de carbono puede satisfacer los requisitos del grado 2. Los tornillos de este grado son típicamente de cabeza estampada en frío. Los grados de contenido medio de carbono deben ser de cabeza estampada en caliente. Los aceros resulfurizados, serie 11xx, tienden a deteriorarse por el estampado de cabeza en caliente; por eso se utilizan principalmente para espárragos que deben ser mecanizados de material de barra. Para obtener resistencias máximas superiores a 7030 kg/cm 2 (o sea 100 ksi), se emplean comúnmente aceros aleados con contenido medio de carbono. Estos aceros se utilizan para satisfacer la especificación ASTM A 354. A continuación se muestra una lista de aceros utilizados comúnmente en elementos de unión roscados. - Acero C1015-C1018. Usado en tornillos para metales y madera y en especial donde el material especificado sea de bajo carbón y no necesite de tratamiento térmico. La resistencia mínima garantizada por tensión es lb/plg 2. El acero de bajo carbón también se usa en hojas metálicas y en tornillos de rosca labrada, donde no se especifique las propiedades mecánicas pero que se requiera de superficie con endurecimiento superficial. - Acero C1013-C1G21. (Lo mismo para acero C1022). La mayor parte de los tornillos "sems" son hechos con estos materiales y además los tornillos de rosca labrada que 42

50 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos - requieran alto par y tenacidad. Estos son aceros muertos del grupo de medio bajo carbón con un buen control de sus propiedades metálicas tales como resistencia a la tensión, templabilidad y par. - Acero C1029. Usado en aplicaciones similares al C1038 cuando se necesiten mejores propiedades de trabajo en frio. - Acero C1038. Este grado es considerado como acero de medio carbón y se usa en tornillos de grado 5 y en piezas especiales que requieran una resistencia mínima a la tensión de lb/ plg 2. - Acero C1062. Este acero es de alto contenido en carbono con trabajo en frío limitado. Se usa en aplicaciones donde se requieran resistencia y durezas altas (50 Rc ó más). - Acero aleado 4037-H. Este grado es del grupo de medio contenido en carbono, baja aleación. Las partes hechas de 4037-H tienen un esfuerzo de cadencia alto a la tensión y propiedades muy consistentes. Se usa en tornillos de grado 7 y 8 y en aplicaciones especiales que requieran un mínimo de lb/plg 2 de resistencia a la tensión. - Acero inoxidable T305 (18-8). Tiene excelente resistencia a la corrosión, resistencia al calor y tiene propiedades mecánicas altas, pero tiene una alta razón de trabajo por endurecimiento. Esto ocasiona que las partes sean hechas recalcadas. Este tipo tiene una resistencia a la corrosión ligeramente menor que el y es de menor costo. - Acero inoxidable El tipo inoxidable es un acero al cromo-níquel austenítico modificado que es particularmente útil para aplicaciones de encabezamiento en frío y partes recalcadas, porque el trabajo de dureza es más lento que para cualquiera de los convencionales T305 (18-8). El tipo resiste a una gran variedad de productos químicos orgánicos e inorgánicos y la materia prima de alimentos. Su resistencia a la corrosión es comparable a la de la serie Acero inoxidable T410. Es el más ampliamente usado de todos los aceros templabes resistentes a la corrosión. Es capaz de adquirir propiedades mecánicas muy altas mediante tratamiento térmico. Para tener resistencia máxima a la corrosión el T410 deberá ser usado en condiciones de endurecimiento. Ya que también es dúctil y trabajable es particularmente útil para encabezamiento en frío. No es recomendable para aplicaciones de corrosión severa. - Acero inoxidable T430. Este acero inoxidable es dúctil, no endurecido y tiene propiedades mecánicas mejores que las del acero dúctil, con buena resistencia en general a la corrosión y oxidación a temperaturas hasta de 1400ºF. Todas las formas son magnéticas. Otros materiales. A continuación se presenta una lista de metales no ferrosos comúnmente usados en los elementos de unión roscados. 43

51 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos - Latón. Es una aleación de cobre y zinc. El latón es un material tenaz, inoxidable, no magnético que posee propiedades mecánicas similares al acero de bajo contenido en carbono y resistente a la corrosión. Puede fácilmente ser formado en perfiles complicados y es relativamente barato comparado con otras aleaciones a base de cobre. - Cobre. El cobre es extremadamente maleable, tiene conductividad eléctrica muy alta y es muy resistente a la corrosión. - Silicio-Bronce. Tiene resistencia alta a la tensión, superior a la del acero dúctil. Tiene mucha resistencia a la corrosión producida por sales y agua, condiciones atmosféricas y a una variedad de gases industriales y productos químicos. Puede trabajarse fácilmente en frío, no es magnético ni inflamable. - Aluminio. El aluminio se usa con frecuencia en elementos roscados de unión por su peso relativamente bajo, alta conductividad eléctrica y de calor, resistencia a la corrosión y por su buena apariencia. Las aleaciones que más se usan son la 2024-T4, 2011-T3 y 6061-T6. Su resistencia a la tensión es igual que la del acero dúctil con solo un tercio de peso. - Níquel Núm. 400 (Monel). El níquel y sus aleaciones, como el Monel e Inconel (de International Nickel Company) proporcionan buen funcionamiento a temperaturas elevadas, y también tienen buena resistencia a la corrosión, tenacidad a bajas temperaturas y apariencia atractiva. El monel es aproximadamente dos tercios de níquel y un tercio de cobre con una cantidad pequeña de hierro. El monel es un material excelente para elementos de unión roscados por su alta resistencia al calor y a la corrosión y por su buena trabajabilidad en frío. El monel tiene un amplio uso en aplicaciones químicas, eléctricas, marinas y de la construcción. En la siguiente tabla, tabla 4-5 se muestran los materiales sugeridos en la revista Machine Design Fasteners típicamente usados en ciertos tipos de elementos roscados de unión. Material Acero SAE 1010 SAE 1018, 1020, 1021 SAE 1038 Aluminio 2024-T4 Aplicación Útil para requerimientos de baja resistencia tales como tornillos de acarrero y tornillos de máquina Tornillos de cabeza Tornillos de cabeza y tornillos de alta resistencia Tuercas de tornillos para máquina, tornillos formados en frío, remaches. 44

52 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos 2011-T Latón Latón amarillo Bronce Bronce comercial Bronce naval Cobre Cobre alto silicio Cobre bajo silicio Níquel Monel Níquel Inconel Tornillos. Remaches formados en frío. Tornillos con tuerca encabezados en frío, tornillos, remaches. Tornillos con tuerca encabezados en frío, tornillos, remaches. Tornillos con tuerca forjados en caliente y frío, tuercas. Tornillos con tuerca forjados en caliente, tuercas, tornillos opresores. Tornillos con tuerca formados en frío, tuercas, remaches, tornillos. Tornillos con tuerca, tuercas, tornillos, remaches. Para caso de haber contaminación y temperatura bajo cero. Para aplicaciones que requieren resistencia a la oxidación y temperaturas altas. Acero inoxidable Martensita Ferrítico Austenítico No metálicos Usado en aplicaciones magnéticas y en aquellas que requieren templabilidad Usado por razones económicas y para aquellas aplicaciones donde no es necesario tener una resistencia extrema a la corrosión Óptima resistencia a la corrosión 45

53 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Nylon Cloruro de polivinilo Usado para aplicaciones que requieren buen aislamiento y resistencia al calor, choque y vibración, y solventes químicos. Usado para aplicaciones expuestas a alteraciones debidas a agentes atmosféricos en el exterior. Teflón Usado cuando la resistencia a la corrosión y temperatura elevada son importantes Tabla 4-5. Materiales usados en ciertos tipos de elementos de unión roscados. A continuación se presentan las siguientes tablas con datos sobre las propiedades mecánicas de los materiales utilizados en la construcción de elementos de unión roscados. Grado T T6 Mg, Cu, Aleaciones de aluminio Si, Mn, Al,99,0 min Cu, Mg, Composición Cr, Al, El resto Al, El resto Resistencia a la tensión (T4) (T6) Resistencia a la cedencia (0.2% alargamiento) (T4) (T6) Dureza (Rockwell) F20-25 B53-64 B60 Tabla 4-6. Aleaciones de aluminio. Grado Monel Inconel Aleaciones de níquel Composición Ni, 66 Fe, 1.35 Cu, 31.5 Ni, 77.0 Cr, 15.0 Fe, 7.0 Resistencia a la tensión min min Resistencia a la cedencia (0.2% alargamiento) min min Dureza (Rockwell) 890 B72 min Tabla 4-7. Aleaciones de níquel 46

54 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Grado Acero Material Resistencia a la tensión No requerida Resistencia a la cedencia Dureza Brinell max 241 max Dureza Rockwell - B95 max B100 max B C23-32 C32-38 Otros requerimientos Tabla 4-8. Aceros Relevo de esfuerzos Temp mínima de revenido 800ºF Temp mínima de revenido 800ºF Aleaciones de cobre Grado Cobre (Paso electrolítico resistente) Latón amarillo Latón en cartucho Bronce comercial Composición Cu,99.9 min C 2, 0.04 Cu, Zn, Resto Cu Zn, Resto Cu Zn, Resto Resistencia a la tensión min min min Resistencia de cedencia (0.5% alargamiento) Dureza Rockwell min min min F40-80 B55-65 B55-65 B40-50 Tabla 4-9. Aleaciones de cobre 47

55 Capítulo 4. Materiales y resistencia de los tornillos Aleaciones de cobre Grado Bronce naval Bronce bajo silicio B Bronce alto silicio A Bronce fosforado A Composición Cu, Sn, Zn, Resto Cu, 96 min Si, Zn, 1.5 máx Cu, 94.8 min Si, Cu, 95 Sn, O, Resistencia a la tensión min min min min Resistencia de cedencia (0.5% alargamiento) min min min min Dureza Rockwell B45-55 B65-75 B74-80 B70-80 Tabla Aleaciones de cobre. 48

56 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas CAPÍTULO 5. CÁLCULO DE UNIONES ATORNILLADAS. Este capítulo se centra en el cálculo del tornillo en base a los esfuerzos que soporta. Para que el lector no se pierda, se va a introducir un poco como va a ir este apartado. Primeramente, se verán los tipos de esfuerzos que pueden presentarse en la unión atornillada. Luego se profundizará en el modelo de cálculo de separación de agarre, calculando tanto la rigidez del tornillo como del agarre. Posteriormente el cálculo a carga estática y a fatiga. Por último el par necesario para su apriete. 5.1 Principales modelos de cálculo de tornillos. En una unión atornillada se pueden presentar diferentes cargas a tener en cuenta para su cálculo Carga axial. Se trata de una unión atornillada en la que la carga exterior que actúa sobre la unión tiende a separarla. De esta forma el tornillo que tras el apriete está traccionado verá aumentada la carga de tracción, mientras que los elementos sujetados o apretados (agarre) que tras el apriete están comprimidos, disminuirá su carga de compresión. El caso donde la carga exterior comprima la unión no es importante de estudio, ya que el tornillo disminuye su carga de tracción. Este tipo de carga, producida en el apriete se verá con más detalle en el apartado 5.2. Figura 5-1. Carga de tensión aplicada a una unión atornillada. 49

57 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Esfuerzo de torsión. Los elementos de unión roscados durante el apriete están sujetos a esfuerzos torsionales que pueden calcularse con la ecuación 5.1. Al aplicar un par de apriete T, el esfuerzo cortante mayor se producirá en la sección menor del tornillo, que generalmente es la parte roscada. Pudiera ser que el tornillo tuviera un diámetro inferior a d r, por lo que éste sería el de cálculo. τ = T c J = 16 T 3 Ecuación 5.1 π d Donde d es el diámetro del área de menor sección. Además del cortante debido a la torsión, conforme se aprieta el tornillo aumenta el esfuerzo axial por tracción. La combinación de los esfuerzos de carga axial y torsión puede tratarse aplicando la teoría de la energía de distorsión como un criterio para la cedencia ya que es normal que ocurra cierta cedencia en las raíces de la cuerda durante el apriete inicial Carga transversal cortante. En la figura 5-2 podemos ver esfuerzos cortantes sobre una unión con remaches (las uniones con tornillos y remaches sujetos a carga cortante se consideran exactamente igual en el diseño y el análisis). Figura 5-2. Unión sujeta a fuerza cortante. El esfuerzo cortante en el tornillo se calcula con la ecuación 5.2. τ = F A Ecuación 5.2 Donde A es el área de la sección transversal del tornillo y F la fuerza cortante a la que está sometida la unión. Como se puede observar en la figura 5-3, el tornillo está sujeto a la acción de tensión externa P y la carga que tiende a apretar la unión, F i (véase apartado 5.2). Esta fuerza que tiende a comprimir la unión produce comprensión entre las partes creando suficiente fricción entre las mismas para resistir el esfuerzo cortante F s, según figura 5-3. Obviamente, sin esta resistencia fraccional el tornillo estaría sujeto a cortante y a cargas de aplastamiento además de las cargas de tensión. 50

58 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura 5-3. Cargas en la unión atornillada sometidas a cortante Uniones con tornillos cargadas con flexión. En la figura 5-4 se ilustra una falla por flexión de los elementos atornillados, mientras que en la figura 5-5 se puede ver la flexión tanto en el tornillo como en los elementos unidos. Figura 5-4. Fallo por flexión de los elementos unidos. El momento flexionante es aproximadamente M = F t / 2 donde F es la fuerza cortante y t el espesor total de las partes conectadas, o como se verá en el capítulo 5.2, el agarre. El esfuerzo flexionante en los elementos o en el remache está dado sin considerar la concentración de esfuerzo. σ = M I c Ecuación 5.3 Donde I/c es el módulo de la sección del elemento más débil del tornillo, según sea el esfuerzo que se determine. 51

59 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Para una sección circular con diámetro d como es el caso de tornillo tendremos la ecuación 5.4 σ = 32 M 3 Ecuación 5.4 π d Esta manera de calcular el esfuerzo flexionante es una suposición, porque no se sabe con exactitud cómo se distribuye la carga en el tornillo o las deformaciones relativas de éste y los elementos. El esfuerzo de flexión es muy desfavorable y peligroso en una unión atornillada. El tornillo nunca debe trabajar a flexión. Aunque la ecuación 5.3 puede usarse para determinar el esfuerzo flexionante, en raras ocasiones se emplea en el diseño; en vez de eso su efecto se compensa mediante un incremento del factor de seguridad. La carga de flexión puede influir bastante en el fenómeno de separación de los elementos atornillados. La figura 5-5 muestra de modo muy exagerado la separación de junta con esfuerzo de flexión. Figura 5-5. Separación de la junta y flexión en el tornillo Uniones con tornillos en aplastamiento. En la figura 5-6 se ilustra una falla por aplastamiento del tornillo. Figura 5-6. Aplastamiento del tornillo. 52

60 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas El cálculo de este esfuerzo, que por lo general se llama esfuerzo de aplastamiento, resulta complicado debido a la distribución de la carga en la superficie cilíndrica del tornillo. Los valores exactos de las fuerzas que actúan en el tornillo se desconocen, y por lo tanto se puede suponer que las componentes de las fuerzas están distribuidas de manera uniforme sobre el área de contacto proyectada del remache. Lo anterior significa que para el esfuerzo, σ = - F A Ecuación 5.5 Donde el área proyectada de un tornillo individual es A = t d. Aquí, t es el espesor de la placa más delgada y d es el diámetro del tornillo. En una unión con tornillos, el cortante es tomado por la fricción de sujeción y no existe el aplastamiento. Cuando se pierde el apriete, un tornillo comienza a soportar el cortante y el aplastamiento, hasta que la fluencia ocasiona poco a poco que otros elementos de unión roscados compartan el cortante y el aplastamiento. 5.2 Modelo de separación de agarre Carga externa y fuerzas. En la figura 5-7 se muestra una carga de tensión aplicada a una unión con un tornillo. La carga exterior P que actúa sobre la unión tiende a separarla. De esta forma el tornillo, que tras el apriete está traccionado, verá aumentada la carga de tracción, mientras que los elementos sujetados o apretados (agarre, l en la figura 5-7), que tras el apriete están comprimidos, disminuirá su carga de compresión. Solo se considerará traccionada la parte o longitud del tornillo igual al agarre, generalmente entre la cabeza de éste y la tuerca. Figura 5-7. Carga de tensión aplicada a una unión atornillada. 53

61 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Las fuerzas que tendremos sobre nuestra unión son las siguientes: P = Carga externa de tensión. P b = Parte de la carga exterior P tomada por el tornillo. P m = Parte de P tomada por el agarre Comportamiento elástico de la unión. Para estudiar lo que sucede cuando tenemos este tipo de carga, trataremos a la unión como un conjunto de dos resortes en serie como podemos ver en la figura 5-8. Figura 5-8. Elementos unidos y tornillo como resortes en serie. El tornillo y la tuerca que se presentan en la figura 5-8 se pueden considerar como un sistema de resortes. El tornillo se considera como un resorte en tensión con una rigidez k b. El agarre, que une varios miembros, se considera con un resorte en compresión con una rigidez k m. En la figura 5-9 se puede ver el comportamiento elástico del tornillo y del agarre de forma aislada. Cuando se aprieta la tuerca, la carga en el tornillo aumenta y por tanto su alargamiento también. Dentro del intervalo elástico se aplica la ley de Hooke y la curva fuerza-deformación (F-δ) para el tornillo es una recta, representada por O b A. Los elementos unidos se deforman (en compresión, por eso la pendiente es negativa) y su curva fuerzadeformación es recta y está representada por O m B. Cuanto más rígido es un elemento, mayor es la pendiente de su curva F-δ, debido a que es necesaria mayor fuerza para producir una deformación particular. Generalmente los elementos unidos son más rígidos que el tornillo, como en la figura 5-9 con α > θ. 54

62 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura 5-9. Comportamiento elástico del tornillo y los elementos unidos. En la figura 5-10 se puede ver el conjunto unido del tornillo y los elementos unidos tras el apriete (fuerza F i ). Las líneas carga-deflexión del tornillo y el agarre se intersecan en un punto de apriete F i, debido a que cuando se aplica la fuerza de apriete tanto el tornillo como los elementos unidos o agarre estarán sometidos a esta misma fuerza F i. Las pendientes de las líneas de carga-deflexión son las mismas que en la figura 5-9, pero las pendientes para el tornillo y los elementos unidos no sólo son opuestas en signo, sino que también tienen valores diferentes Figura Fuerza contra deflexión de tornillo y miembro. Las figuras vistas hasta ahora son bastante interesantes, pero la figura 5-11 está más completa y en ella se aporta una idea gráfica de la separación del agarre. Supongamos que cesa el apriete en el punto A. La carga sobre el tornillo y sobre la pieza unida es F i que es la carga inicial de apriete. El alargamiento inicial del tornillo es δ i, y la deformación correspondiente de compresión de las partes unidas es δ m. Además definimos las siguientes fuerzas como: 55

63 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas F b = P b + F i = Fuerza resultante en el tornillo. F m = P m - F i = Fuerza resultante en los elementos o agarre. Para hallar la carga externa F 0 que pudiera separar las piezas unidas supongamos que los tornillos no se doblan y sea P la carga externa aplicada. El tornillo se alarga δ es decir, hasta B y la deformación de las piezas unidas disminuye la misma magnitud δ b. La carga sobre el tornillo aumenta en la cantidad P b ; la carga sobre las piezas unidas disminuye una cantidad mayor P m si son más rígidas. Figura Fuerzas en la unión atornillada. Para deformaciones elásticas, el alargamiento del tornillo continúa a lo largo de la línea OM, y la deformación por compresión disminuye a lo largo de AC. El agarre estará a punto de abrirse cuando la deformación de las piezas unidas llegue a anularse, en C, a causa de que si se estira ulteriormente el tornillo, las partes o piezas unidas ya no pueden expandirse más para que las superficies se mantengan en contacto. En el instante indicado por C, el alargamiento total del tornillo está representado por la distancia OC y la carga total en él es CM = F 0 que es la carga límite para lograr la apertura del agarre, y que es igual también a la carga externa en esta condición límite. 56

64 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas La carga P es de tensión y causa que la conexión se alarga, o estire, a través de una distancia. Dicha elongación puede relacionarse con la rigidez k, recordando que k es la fuerza dividida entre la deflexión. Así O bien δ = P b k b y δ= P m k m P m = P b k m k b Como P= P b + P m, se tiene P b = k b P k b + k m = C P Y P m =P- P b =1-CP Donde C= k b k b + k m Se llama constante de rigidez de la unión a C. Podemos definir entonces C como la fracción de la carga externa P soportada por el tornillo y 1 C a la fracción de la carga externa P que soporta el agarre. La carga resultante en el tornillo es F b = P b + F i =C P+ F i F m <0 Ecuación 5.6 Y la carga resultante en el agarre es F = P - F i =(1 - C) P- F i F m <0 Ecuación

65 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Los resultados obtenidos sólo son válidos si permanece alguna carga de sujeción en los elementos, lo cual se indica por el calificador de las ecuaciones. Una solución positiva de la ecuación 5.7 indica ausencia de fuerza sobre las piezas unidas y la carga de tracción que soporta el tornillo es P. El valor de la constante C indica cómo se reparte la carga P entre el tornillo y el agarre. Si la rigidez del tornillo k b es muy grande comparada con k m, la carga sobre el tornillo F b es F i + P aproximadamente, ya que C 1 (ver figura 5-12b). Si k b es muy pequeña comparada con k m, la constante C toma un valor pequeño y la carga F b se aproxima a F i (ver figura 5-12a). Por consiguiente, la carga real está comprendida siempre entre la tracción inicial y la suma de la tracción inicial más una parte de la carga externa (siempre que el agarre no se abra, separación del agarre). Figura Importancia del valor C Cálculo de rigideces. En el apartado anterior se ha visto que se necesita tanto la constante de rigidez del tornillo como del agarre Rigidez del tornillo. En la figura 5-13 hay tres tipos de elementos de unión roscados: el de tornillo y tuerca, el tornillo roscado y el esparrago. La mayoría de los elementos de unión roscados consisten de un tornillo que pasa por un agujero de los miembros que se van a unir apretado con una tuerca, como se muestra en la figura 5-13a. En ocasiones, el tornillo se rosca directamente en un taladro roscado o atornillado como se observa en la figura 5-13b. Un espárrago, figura 5-13c tiene rosca en ambos extremos y se atornilla, más o menos permanentemente, en el agujero roscado de uno de los miembros que se van a unir y en el otro extremo una tuerca ejerce el apriete. 58

66 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Tres tipos de elementos de unión roscados. La rigidez de la parte de un tornillo dentro de la zona de sujeción en general consiste en dos partes, la de la parte del cuerpo sin rosca y la de la parte roscada, que tienen rigideces diferentes. Así, la constante de rigidez del tornillo equivale a la rigidez de dos resortes en serie. 1 k = 1 k k 2 o k = k 1 k 2 k 1 + k 2 Las relaciones del resorte para la parte roscada y sin roscar son k t = A t E l t k d = A d E l d Donde A t l t A d l d es el área de esfuerzo sometida a tensión. longitud de la parte roscada dentro del agarre. área del diámetro mayor del tornillo longitud de la parte sin rosca del tornillo. l d siempre está completo dentro del agarre. Si sustituimos las rigideces se obtiene la siguiente fórmula: k b = A d A t E A d l t + A t l d Ecuación

67 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Para tornillos cortos, por ejemplo el de la figura 5-14, el área sin rosca es pequeña, por lo que puede emplearse la ecuación del resorte de la parte roscada para encontrar k b. En el caso de elementos atornillados largos, el área roscada es relativamente pequeña, por lo que puede usarse la ecuación de la parte sin roscar directamente. Se acaba de ver un caso simple en el que el tornillo tiene solamente dos partes: la parte roscada y la parte sin rosca. Entonces, Qué sucede si nuestro tornillo tiene secciones diferentes? Pues que la constante del tornillo sigue siendo igual a la rigidez de i resortes en serie. 1 = k b k 1 k 2 k 3 k i Donde k b es la constante de rigidez del tornillo, y k i la constante de rigidez de cada una de las partes que contiene el tornillo. Existen diferencias en el cálculo de la rigidez del tornillo según los diferentes autores consultados. En "Diseño de elementos de máquinas" de Hamrock encontramos una pequeña modificación a la hora de calcular la rigidez del tornillo. El diámetro de la raíz se usa para la sección roscada del tornillo, y el diámetro de la cresta se utiliza para la sección sin rosca. Como se puede observar, con Shigley se usa el área de esfuerzo a tracción A t para la parte roscada, mientras que en Hamrock la obtenida con el diámetro de la raíz. El tornillo se trata como un resorte en serie cuando se consideran el cuerpo y la sección roscada al igual que en Shigley. En la figura 5-14a se muestra un conjunto de ensamble de un tornillo y una tuerca, y en la 5-14b la representación del eje escalonado del cuerpo y la sección roscada. Asimismo en la figura 5-14b la longitud efectiva del eje y la sección roscada incluyen longitudes adicionales que se extienden en la cabeza del tornillo y la tuerca. La constante de rigidez del tornillo se calcula como Donde 1 k b = 4 π E L s+0.4 d c 2 d c d c = diámetro de la cresta o diámetro mayor. d r = diámetro de la raíz o diámetro de menor. + L t+ 0.4 d r d r 2 Ecuación

68 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Tornillo y tuerca. Cuando hay varias secciones diferentes hay que notar que 0.4d se suma a la longitud más cercana a los extremos. Las otras longitudes en el cuerpo deberán ser las longitudes reales. Por su parte, en "Elementos de máquinas" de Dobrovolski calcula la rigidez del tornillo de manera muy parecida a Hamrock. Para determinar C torn (ésta es la denominación para la constante de rigidez k b del tornillo en este libro) es necesario tomar en consideración las deformaciones de la espiga y de la cabeza del tornillo. - Para un tornillo de sección permanente. C torn = E tornf torn l - Para un tornillo de sección variable C torn, se determina partiendo de que 1 C torn = 1 E torn l 1 F torn1 + l 2 F torn2 + + l n F tornn En estas fórmulas E torn es el módulo de elasticidad del material del tornillo; F torn, son las áreas de los diferentes sectores del tornillo. l 1, l 2,, ln son las longitudes respectivas de sectores independientes del tornillo; en este caso, en la longitud calculada de los sectores extremos integran la mitad de la altura de la cabeza del tornillo y la mitad de la altura de la tuerca. Es decir, en lugar de integrar un 0.4 como se hacía en Hamrock, se utilizará un 0.5. Desarrollando la fórmula de las áreas se llega a la siguiente expresión 61

69 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas 1 C torn = 4 L d 1 π E 2 torn d L n+ 0.5 d n d n 2 Donde el 0.5 se añade a los extremos igual que en Hamrock. En "Diseño de elementos" de Faires, en el capítulo 5, dedicado a los tornillos, se nos presenta un método para calcular la rigidez del tornillo que es idéntico al expuesto en Shigley. Por otro lado en "Elementos de máquinas" de Niemann, tenemos lo siguiente respecto a la rigidez del tornillo. La rigidez de un tornillo resulta (figura 5-15) 1 c S = 1 E S l a A a + l b A b + l Sch A Sch +d -1 Ecuación 5.10 Donde d -1 en la ecuación (5.10) tiene en cuenta, de manera aproximada, la elasticidad de la cabeza del tornillo y de la parte de rosca introducida en la tuerca. Esta d que aparece es el diámetro exterior o nominal. Figura Tornillo extensible de caña rebajada. Como se puede observar no hay nada nuevo en la ecuación expuesta excepto el término que aparece como d -1. Más adelante se verá cómo influye esto. 62

70 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas A continuación se realiza un pequeño ejercicio para comparar los diferentes modelos. Ejercicio 1. Se desea calcular la rigidez de un tornillo M24 x 3 de 90 mm de longitud que sujeta piezas con un agarre de 55mm. d = 24 mm d r = mm (tabla 2-1) Para calcular k b se necesita conocer la longitud del tornillo que se ha tomado. En este ejemplo se tiene una tuerca y luego el agarre. Para M24 la tuerca es de 16 mm de longitud, y la junta es de 55 mm de longitud. Se tomará 90 mm de longitud total del tornillo. La longitud sin rosca es l d = 36 mm. La longitud de rosca es L t = 2 d + 6 para tornillos 125 mm. Por tanto L t = 2(24) + 6 = 54 mm Ahora se va a calcular la longitud con rosca dentro de la junta. l t = l agarre l d = = 19 mm Se calcula ahora la constante de rigidez del tornillo. Hamrock. 1 k b = 4 π E L s+0.4 d c 2 d c + L t+ 0.4 d r d r 2 1 k b = 4 π

71 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas k b = KN/mm Dobrovolski. Simplemente sustituimos el 0.4 de la ecuación por un 0.5 y obtenemos 1 k b = 4 π k b = KN/mm Shigley. Como el tornillo solo tiene dos partes, la roscada y la sin rosca, podemos aplicar la siguiente ecuación: k b = A d A t E A d l t + A t l d = = KN/mm El área A t, área de esfuerzo de tensión, la hemos obtenido de la tabla 2-1 La rigidez del tornillo obtenida por el método de Shigley es KN/mm Niemann. 1 c S = 1 E S l a A a + l b A b + l Sch A Sch + 1 d = c S = KN/mm A la vista de los resultados podemos ver una gran diferencia entre el resultado de Shigley y el de Hamrock, Dobrovolski y Niemann. Considerar parte de la cabeza del tornillo y el área de fondo para la parte roscada hace que disminuya considerablemente la rigidez del tornillo. En Shigley, para la parte roscada se usa el área de tracción. Cabe destacar que con Niemann, aún usando el área de tracción para la parte roscada, el factor incluido de 1/d nos aproxima el valor de la rigidez bastante a los métodos de Hamrock y Dobrovolski. 64

72 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas A continuación se muestra un gráfico donde podemos ver los diferentes valores del ejemplo. Figura Diferentes valores para la rigidez del tornillo según el autor Rigidez del agarre. Puede haber más de dos elementos incluidos en el agarre del elemento de unión roscado. En conjunto actúan como resortes de compresión en serie y de aquí que la relación del resorte total de los elementos sea 1 k m = 1 k k k k i Ecuación 5.11 Como se ha explicado anteriormente, al apretar una unión, el tornillo se estira, mientras que las piezas unidas sufren una compresión. La figura 5-17 representa el modo en que se cierra el flujo de fuerza en el caso de una unión con tornillo y arandela y de otra unión con espárrago roscado. De acuerdo con el sentido establecido, las flechas dibujadas hacia arriba representan las fuerzas de tracción dentro de las cuales se encuentran las líneas de fuerza. En las piezas atornilladas, las tensiones de compresión no se limitan a la zona situada inmediatamente debajo de la cabeza del tornillo, sino que se ensanchan en forma de cono, con un ángulo de 30º hacia la superficie de las pizas. 65

73 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Flujo de fuerzas en la unión. Los troncos de cono se forman cuando se tiene un material con distinto módulo de elasticidad o cuando se invierte la conicidad. En la figura 5-18 se ilustra la geometría general de un tronco de cono con un ángulo de 2α. El siguiente procedimiento para el cálculo de la rigidez de un tronco de cono pertenece a "Diseño en ingeniería Mecánica" de Shigley. Figura Tronco de cono. En relación con la figura 5-18b, la deformación de un elemento de cono con espesor dx, sometido a una fuerza de tensión P es: El área del elemento está dada por: dδ= P d x E A A = x tanα + D d 2 2 = πx tanα + D + d D - d x tanα

74 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Sustituyendo en la primera ecuación e integrando se obtiene una contracción total de: δ= t P π E dx x tan α + (D + d) / 2x tanα + D - d / 2 0 Por integración se determina que el resultado es: δ= P π E d tanα ln2t tanα + D - dd + d 2t tanα + D + dd - d Así, la relación del resorte o rigidez de este tronco es: k= P δ = π E d tanα 2t tanα + D - d D + d ln 2t tanα + D + d D - d Ecuación 5.12 Con α=30º se convierte en la siguiente expresión: k = π E d 1.155t + D - dd + d ln 1.155t + D + d D - d Ecuación 5.13 Las ecuaciones anteriores deben resolverse por separado para cada tronco de cono de la unión. Después, las rigideces individuales deben sumarse con la ecuación 5.11 y así obtener la rigidez del agarre k m. Se presenta ahora un caso particular. Si los elementos de la unión tienen el mismo módulo de Young E con troncos espalda con espalda simétricas, entonces actúan como dos resortes idénticos en serie. A partir de la ecuación (5.11), se sabe que k m = k/2. Usando el agarre como l=2t y d w como el diámetro de la cara de la arandela, se encuentra que la relación del resorte de los elementos está dada por k m = π E d tanα 2 ln l tanα + d w - dd w + d l tanα + d w + dd w - d Ecuación

75 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Para simplificar la ecuación (5.14) se hace d w = 1.5d. Si también se usa α= 30 entonces la ecuación (5.14) se escribe como k m = π E d tanα Ecuación l d 2 ln l d A efectos de comparar con otros investigadores se utiliza el valor de k m /Ed. = π tanα 2 ln l tanα + d w - dd w + d l tanα + d w + dd w - d Ecuación 5.16 Prestigiosos autores como Wileman, Choudury y Groen ofrecieron la siguiente ecuación exponencial partiendo de la ecuación 5.16 mediante un método de elementos finitos. k m E d =A exp B d Ecuación 5.17 l Con las constantes A y B definidas en la tabla 5-1. Para caras estándares de la arandela y elementos del mismo material, la ecuación (5.17) proporciona un cálculo simple para la rigidez del elemento k m Tabla 5-1. Parámetros de la rigidez de varios materiales. 68

76 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Se va a realizar un pequeño ejercicio para comparar la ecuación (5.17) con la ecuación general (5.14). Ejercicio 2. Dos placas de acero de pulg de espesor con un módulo de elasticidad de 30(106 )psi están sujetas mediante tornillos con arandela UNC SAE grado 5 de pulg de diámetro, con una arandela de pulg de espesor debajo de la tuerca. Se desea determinar la relación del resorte del elemento k m usando el método de los troncos cónicos y comparar el resultado con la ecuación ofrecida por Wileman, Choudury y Groen. Primeramente se resolverá con la ecuación general (5.14) El módulo de elasticidad es E= 30(10 6 )psi, el diámetro d=0.5 pulg, el espesor de la arandela Di=dw=1.5d para nuestro caso, dándonos un valor D=0.75 para ambos troncos de cono. Por último, la longitud de cada tronco de cono es L 1 =( )pulg. L 2 =0.5 pulg. El resultado es el siguiente. K m = π 30 (10) = 15.97(10) 6 lbf/plg (0.5) 2 ln (0.5) Ahora se va a realizar el cálculo mediante la ecuación de Wileman y otros. En la tabla 5-1, A= , B = La ecuación (5.17) da K m =30 (10) exp = (10) 6 lbf/pulg Para este caso, la diferencia entre los resultados de las ecuaciones es menor al 2% Otros autores aportan un modo de cálculo diferente al visto en Diseño de Ingeniería Mecánica de Shigley. 69

77 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas En "Elementos de Máquinas" de Dobrovolski el cálculo de la rigidez del agarre no es como en Shigley. Para calcular C piez (constante de rigidez k m del agarre en esta fuente bibliográfica) se suele hacer según el esquema propuesto por el autor I. Bobarikov en el año De acuerdo con este esquema se presupone que los esfuerzos se transmiten desde la cabeza del tornillo y de la tuerca a los elementos unidos por los "conos de influencia" (figura 5-19a), cuyas generatrices están inclinadas hacia el plano de la junta a un ángulo de α= 45 y los diámetros de sus bases menores son iguales a la dimensión S, apoyo de la cabeza del tornillo o de la tuerca. Para simplificar los cálculos, estos conos deformables se cambian por cilindros, cuyas áreas en las secciones axiales son iguales a las áreas de los conos de las mismas secciones. Figura Conos de influencia. Una comprobación experimental de este método mostró buenos resultados de este cálculo para pequeños espesores de los elementos a montar. La constante C piez se puede calcular con la siguiente ecuación: 1 C piez = ( l 1 F piez1 E piez1 + l 2 F piez2 E piez2 + + l n F piezn E piezn ) Siendo l 1, l 2,, l n los espesores de las piezas unidas. 70

78 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas F piez1, F piez2,, F piezn las áreas de las secciones de los cilindros respectivos, que caracterizan el agarre. E piez1, E piez2,, E piezn los módulos de elasticidad longitudinal de los materiales de los elementos a unir. Las áreas F piezi se calculan del siguiente modo (figura 5-19b): F piez1 = π 4 [S l 1 - d 2 c ] F piez2 = π 4 [S l 2 - d 2 c ] F piezn = π 4 [S l n - d 2 c ] Por otro lado, en "Diseño de elementos de máquinas" de Faires, esta constante de rigidez de las piezas se calcula bajo los mismos principios que los métodos vistos hasta ahora ya que nos cuenta que la deformación del agarre a alguna distancia del tornillo es menor que en la inmediata proximidad de éste. El procedimiento usual es suponer un área equivalente de las piezas unidas A c, y utilizar k c = E ca c L c. Una de estas fórmulas de estimación para A c es A c = π D e 2 4 π D2 4 Donde D es el diámetro nominal del agujero del tornillo, D e es un diámetro equivalente del área del elemento considerado; se toma D e = (ancho entre planos de la cabeza del tornillo o de la tuerca) + h 2 "h" es el agarre del tornillo, o sea el espesor total de los elementos que han de ser unidos. Si se desarrollan las ecuaciones anteriores se aprecia que el método utilizado tanto en Dobrovolski como en Faires es el mismo. A c = π D e π D2 4 = π 4 D e 2 - D 2 = π 4 S+ 1 2 l - D2 71

79 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Se va a realizar un pequeño ejercicio para comparar el cálculo de la rigidez del agarre según los diferentes autores. Ejercicio 3. Un montaje de tornillo y tuerca hexagonal, como se muestra en la siguiente figura, sirve para unir dos miembros. El tornillo y la tuerca están hechos de acero y el ángulo del tronco cónico es de 30. El diámetro de la cresta de la rosca es de 14 mm y el diámetro de la raíz es de 12 mm. Se desea calcular la rigidez del agarre. Con el método de Shigley se tienen los siguientes resultados. π E d tanα k i = 2t tanα+d-dd+ d ln 2t tanα+d+dd- d k 1 = π tan30 = KN/mm 2 25 tan ln[ 2 25 tan ] π tan30 k 2 = = KN/mm tan ln tan π tan30 k 3 = = KN/mm tan ln tan

80 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Si se utiliza ahora la ecuación k m = 1 k k k 3 = k m = KN/mm La rigidez del agarre sale KN/mm Con el método de Dobrovolski y Faires se tiene lo siguiente. Primero se calculan las áreas de las secciones de los cilindros respectivos. F piez1 = [ ( S + l 1 ) 2 ) ] = [ ( ) ) ] = mm 2 F piez2 = [ ( S + l 2 ) 2 ) ] = [ ( ) ) ] = mm 2 F piez3 = [ ( S + l 3 ) 2 ) ] = [ ( ) ) ] = mm 2 Una vez calculadas las áreas, se calcula la rigidez total del conjunto. 1 C piez = ( 1 C piez = ( l 1 F piez1 E piez1 + l 2 F piez2 E piez2 + + l n F piezn E piezn ) ) Se obtiene la rigidez de la junta como C piez = KN/mm Como se puede observar aquí no se aprecia una gran diferencia como en el cálculo de la rigidez del tornillo entre los métodos de Shigley y Hamrock, si no que los resultados son muy parecidos. Además podemos destacar la simplicidad de las ecuaciones empleadas en Dobrovolski y Faires en comparación de las usadas en Shigley. 73

81 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Resultados para el cálculo de la rigidez del agarre según diferentes autores Efecto de la longitud de agarre. Como se ha mencionado, el propósito del tornillo consiste en sujetar dos o más partes. La cuestión que nos concierne ahora es cómo influye en nuestra unión la longitud total de estas partes. En la figura 5-21 se ilustra una sección en corte a través de una unión atornillada en tensión. En ella se puede apreciar el espacio de holgura que proporcionan los agujeros de los tornillos. También se observa cómo los hilos de los tornillos se extienden hacia el cuerpo de la conexión y toda la longitud sin rosca del tornillo está dentro del agarre. Figura Unión atornillada a tensión. 74

82 ! Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas En la figura 5-22 se muestra otra unión atornillada con una longitud de agarre diferente. Figura Unión atornillada con un agarre l'. El agarre l de una conexión consiste en el espesor total del material sujetado. En la figura 5-14 el agarre es la suma de los espesores de ambos elementos y ambas arandelas. En la figura 5-15 tendremos un agarre efectivo y se calcula con ayuda de las figuras adjuntas. El "agarre efectivo" se corresponde con la cota "l" de la figura Nótese que "t 2 " es el espesor de la zona roscada donde entra el tornillo, cuando la longitud del tornillo sobresale de la pieza roscada. Si el tornillo no sobresale se tomará como "t 2 " hasta donde llegue el tornillo. Figura Agarre y agarre efectivo. Las medidas significativas para este modelo que utiliza conos truncados son l= h + t2 2 h + d 2 t 2 < d t 2 d Donde "l" es el agarre efectivo. 75

83 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas La tabla 5-2 se incluye para proporcionar información de los valores relativos de las rigideces encontradas. Se usará un tornillo M16 y se va verá como varían tanto las constantes del tornillo y del agarre, como la constante C en función de la longitud del agarre. El tornillo es de acero, con módulo de elasticidad de 207GPa, y el agarre está compuesto por dos elementos de acero, sin arandelas, y del mismo módulo de elasticidad que el tornillo. Las relaciones C y 1-C representan los coeficientes de P en las ecuaciones (5.6) y (5.7), respectivamente. Describen la proporción de la carga externa tomada por el tornillo y por los elementos. En todos los casos, los elementos toman más parte de la carga externa. También se nota que hacer el agarre más largo provoca que el agarre tome un porcentaje aún mayor de la carga externa y el tornillo esté menos solicitado. Tabla 5-2. Distribución de la carga y rigideces en función del agarre Uniones con junta. Una junta confinada se extiende sólo sobre una parte del diámetro del agarre, como podemos ver en la figura Una junta confinada se puede considerar como si la junta no estuviera presente. 76

84 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Junta confinada. En la figura 5-25 se observa un elemento de unión roscado con una junta sin confinar que une dos miembros y se extiende sobre todo el diámetro del agarre. Figura Junta sin confinar. Una junta sin confinar está hecha de un material con poca rigidez en relación con los otros miembros del agarre. El módulo de elasticidad es mucho menor para la junta que para los otros miembros del agarre. Como el módulo de elasticidad es directamente proporcional a la rigidez. Además, k g k 1, k 2, Ecuación $ 1, 1, Usando lo anterior y la ecuación 5.18 se obtiene, para una junta sin confinar, 1 k m = 1 k k k g 1 k g Ecuación 5.19 De esta forma, para las juntas sin confinar la rigidez del agarre es equivalente a la rigidez de la junta. 77

85 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Cuando se tienen elementos con junta el apriete debe ser lo suficientemente grande para lograr la presión de sellado mínima que se requiere para el material los elementos. Así, para una unión sin carga externa se tiene Donde ( i A g p 0 Ecuación 5.20 A g = Área de los elementos por tornillo, m 2 P 0 = presión mínima del sello de los elementos, Pa Por lo tanto, para uniones con junta sin carga P externa se debe satisfacer la ecuación Con la existencia de carga externa, la ecuación a satisfacer será Siendo F m < F i F m A g p 0 Ecuación 5.21 Por otro lado, si se utiliza una junta completa en la unión, la presión en el agarre con junta p se determina dividiendo la fuerza en los elementos entre el área de la unión por tornillo. Así, en el caso de N tornillos, p = - F m A g N Con un factor de seguridad n, la ecuación (5.7) puede escribirse como F m = 1 - Cn P- F i Sustituyendo esto en la primera ecuación se obtiene la presión de la junta como p = F i - n P 1 C N A g Ecuación 5.22 En uniones con junta completa resulta importante la uniformidad de la presión en la junta. Para mantener la adecuada uniformidad, los tornillos adyacentes no se deben colocar con una separación mayor de seis diámetros nominales en el círculo de tornillos. Para mantener un espacio libre para que entre la llave, los tornillos deben colocarse al menos con una separación de tres diámetros. Una regla aproximada del espaciamiento de los tornillos alrededor del círculo de tornillos establece que 3 π D b N d 6 Ecuación

86 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Donde D b es el diámetro del círculo de tornillos y N es el número de tornillos Cálculo con carga estática. Las ecuaciones (5.6) y (5.7) representan las fuerzas en una unión con tornillo con apriete. El esfuerzo de tensión en el tornillo puede encontrarse a partir de σ b = C P A t + F i A t El valor límite de σ - es la resistencia de prueba S p. Debido a ello, con la introducción de un factor de seguridad n, la ecuación anterior se convierte en C n P A t + F i A t = S p O n = S t A t - F i C P Ecuación 5.24 Cualquier valor de n > 1 en la ecuación 5.24 asegura que el esfuerzo en el tornillo es mejor que la resistencia de prueba. La ecuación 5.24 sugiere que el factor de seguridad aumenta si se tiene un apriete cero sobre el tornillo. Para tornillos estáticamente cargados, donde la separación no es relevante, esto es ciertamente válido. Sin embargo, con frecuencia se aplica el apriete a las conexiones con tornillos para tener la seguridad de que los miembros estén unidos fuertemente con el objetivo de minimizar las tolerancias y proporcionar ajustes firmes. Otro medio para asegurar una unión segura es exigir que la carga externa sea más pequeña que la necesaria para que la unión se separe. Si ocurre la separación, entonces se impondrá toda la carga externa sobre el tornillo. Sea P 0 el valor de la carga externa que causaría la separación de la unión. En la separación del agarre se tendrá F m = 0 en la ecuación 5.7, y 1 - C P 0 - F i = 0 Se considera el factor de seguridad contra la separación de la unión como el cociente entre la carga externa que causaría la separación de la unión y la carga externa P. n 0 = P 0 P Sustituyendo P 0 = n 0 P en la ecuación anterior, se encuentra que 79

87 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas n 0 = F i P 1 - C Ecuación 5.25 Factor de seguridad que protege contra la separación de la unión. En la siguiente figura podemos ver la separación del agarre provocado por una fuerza axial. Figura Separación del agarre debió a la carga axial P Cálculo con carga de fatiga. El efecto del apriete es más grande para agarres solicitados a fatiga que para las solicitados estáticamente. En la figura 5-26 se describe cómo las fuerzas contra deflexión del tornillo y del agarre varían como una función del tiempo. Figura Fuerzas de fatiga en la unión. En la figura 5-26 se puede observar que la carga sobre el tornillo es de tensión y que varía con el tiempo, desde el apriete F i, hasta una carga máxima del tornillo F b, máx. De forma 80

88 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas simultánea, el agarre está en compresión desde la precarga F i, hasta la carga mínima F m, min. Cuando la carga sobre el tornillo es máxima, la carga del agarre tiene un valor mínimo y viceversa. Asimismo, debido a la diferencia en la pendiente de la carga y las curvas de deflexión para el tornillo y el agarre, la cantidad de la variación de la carga para un ciclo es mucho más grande para el agarre que para el tornillo. También en la figura 5-26 se muestra la variación de la deflexión con el tiempo para el tornillo y el agarre. La cantidad cuantitativa es la misma, pero para el tornillo la deflexión es un alargamiento incrementado, mientras que para el agarre la contracción se disminuye. En la tabla 5-3 se muestran los factores promedio de la reducción de la resistencia a la fatiga del filete ubicado debajo de la cabeza del tornillo y también en el inicio de las roscas del cuerpo del tornillo. Dichos factores ya están corregidos y toman en cuenta la sensibilidad a la muesca y al acabado superficial. Tabla 5-3. Factores de concentración de esfuerzo de fatiga K f de elementos roscados. El empleo de roscas laminadas es el método predominante de formación de roscas en elementos de unión atornillados. Para conocer el factor de concentración de esfuerzo en roscas laminadas se puede utilizar la tabla 5-3. En el laminado de roscas, se desocnoce la cantidad de trabajo en frío y de endurecimiento por deformación; por lo tanto, en la tabla 5-4 se da la resistencia a la fatiga axial completamente corregida (incluyendo K f ). En el caso de roscas cortadas, son útiles los métodos de fatiga para el cálculo de la concentración de esfuerzos. Es necesario anticipar que las resistencias a la fatiga serán mucho menores. Tabla 5-4. Resistencia a la fatiga a carga axial incluyendo K f. 81

89 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Para el caso general, la carga aplicada varía entre una carga P min y una carga P max. En este caso se tendrá una fuerza mínima en el tornillo Y una fuerza máxima F bmin = F i + C P min F bmax = F i + C P max Las componentes media y alternante son F bm = F i + C 2 ( P min+ P max ) F ba = C 2 ( P max - P min ) Para obtener los esfuerzos de tracción correspondientes se dividen estas fuerzas entre el área A t. σ m = F i A t + C 2 A t (P min + P max ) σ a = C 2 A t ( P max - P min ) El apriete inicial origina un esfuerzo de tracción que actúa siempre sobre el tornillo, aunque no actúe ninguna carga exterior: σ i = F i A t Para el cálculo de fatiga se utilizará el criterio de Goodman con precarga. Con este modelo tenemos que asumir que el apriete se ha realizado correctamente. Es recomendable comprobar siempre a separación de agarre. Se debe conocer también el valor del apriete. 82

90 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Por triangulación también se puede poner η = S a σ a = S m - σ i σ m - σ i La pendiente de la línea de carga es m = σ a σ m - σ i = S a S m - σ i Y la ecuación de Goodman conocidos los esfuerzos σ a, σ m y σ s S a S e + S m S ut = 1 η σ a + η ( σ m - σ i ) + S e S ut σ i S ut = 1 Siendo S m m= η σ m - σ i + σ i = S a m + σ i = η σ a m + σ i Estas son las ecuaciones de Goodman con precarga. 83

91 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Si se quiere calcular en funcion de las fuerzas que actuan sobre la unión P min y P max : η C ( P max - P min ) 2 A t S e + η C ( P max+ P min ) 2 A t S ut + F i A t S ut =1 La mayoría de las veces, el tipo de carga de fatiga que se encuentra en el análisis de uniones con tornillos, la carga aplicada de manera externa fluctúa entre cero y alguna fuerza máxima P. Por ejemplo, ésta sería la situación en un cilindro a presión, donde una presión puede existir o no. Para tales casos F max = F b y F min = F i y el componente altérname de la fuerza es F a = (F max - F min )/2. Al dividir el resultado entre A t, se obtiene el componente alternante del esfuerzo del tornillo. Se obtiene entonces: σ a = F b - F i 2 A t = CP + F i - F i 2 A t = C P 2 A t Ecuación 5.25 El esfuerzo medio es igual al componente alternante más el esfuerzo mínimo σ m = C P 2 A t + F i A t Ecuación 5.26 En el diagrama de fatiga, la línea de carga es σ m = σ a + σ i Ecuación 5.27 El siguiente problema consiste en encontrar las componentes de la resistencia S a y S m del lugar geométrico de falla. Las componentes dependen del criterio de falla: De arriba abajo, ecuación 5.28, ecuación 5.29 y ecuación

92 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Para la solución simultánea de las ecuaciones anteriores, como S m =S a + σ i, para cada una de las ecuaciones se obtiene De arriba abajo, ecuación 5.31, ecuación 5.32, ecuación 5.33, ecuación Al examinar las ecuaciones 5.28 a 5.34 se comprueba que son ecuaciones paramétricas que relacionan las coordenadas de interés con la forma de los criterios. El factor de seguridad que protege contra la fatiga está dado por n f = S a σ a Ecuación 5.35 Por ejemplo, al aplicar esto al criterio de Goodman, con las ecuaciones (5.25) y (5.31) y σ i =F i / A se obtiene n f = 2 S e S ut A t - F i C P S ut + S e Ecuación 5.36 Cuando el apriete F i está presente. Sin apriete, C=1, F i =0, con lo cual la ecuación (5.36) se convierte en n f0 = 2 S e S ut A t P S ut + S e Ecuación

93 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas El apriete es beneficioso para resistir la fatiga cuando n f / n f0 es mayor que la unidad. Para Goodman, las ecuaciones (5.36) y (5.37) con n f / n f0 1 pone un límite superior en la precarga F i de F i 1 C S ut A t Ecuación 5.38 Si esto no puede lograrse, y n f no es satisfactoria, se deberá usar el criterio de Gerber o el ASM-elíptico para obtener un resultado menos conservador Aumento de la resistencia a la fatiga de una junta atornillada. En este punto es útil reunir en una lista las diversas formas mediante las cuales se puede mejorar la resistencia a la fatiga de tornillos: 1. Modificar rigideces para reducir la parte de carga externa que incrementa la tensión en el tornillo. a) Aumentar k m usando materiales con módulos más altos, superficies de asiento planas y lisas (sin juntas intermedias), mayor área y espesor de las piezas en compresión. b) Reducir k b asegurando la fuerza deseada de sujeción con tornillos más pequeños de resistencia más alta. Otros medios efectivos para reducir k b es disminuir el área de la espiga. En forma ideal, la espiga podría reducirse con un filete de radio muy grande de tal modo que los esfuerzos en este filete sean tan altos como los esfuerzos en la raíz crítica de la rosca. La reducción del módulo de elasticidad del tornillo ayuda también si esto se puede hacer sin que se pierda la resistencia a la fatiga del material. 2. Modificar la tuerca para igualar la carga soportada por los diversos hilos de contacto de la rosca, y tener la seguridad de que el número de hilos de contacto de la rosca es adecuado. 3. Reducir la concentración de esfuerzos en el fondo de la rosca usando radios más grandes en la raíz. 4. Usar un material de la más alta resistencia de prueba con objeto de obtener la máxima tensión inicial. 5. Usar procedimientos de apriete que aseguren los valores de F i. 6. Asegurarse de que la rosca sea laminada y no cortada, y que los hilos hayan sido laminados después del tratamiento térmico. Mientras mayor sea la resistencia, más importante será laminarla después del endurecimiento. 86

94 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas 7. Después de reducir las concentraciones de esfuerzo y aumentar la resistencia de la rosca tanto como sea posible, asegurar de que el radio del filete bajo la cabeza del tornillo sea suficiente para evitar fallas en ese punto. 8. Reducir la flexión del tornillo. 9. Evitar la pérdida parcial del apriete en el servicio debido al aflojamiento de la cuerda o por materiales que se flexionan permanentemente. Apretar de nuevo los tornillos a medida que sea necesario. Tomar medidas para asegurar el apriete apropiado después de que los tornillos se hayan desmontado para darles mantenimiento y reemplazar los tornillos antes de que la cedencia sea inaceptable debido a los aprietes repetidos. 5.3 Cálculo por fallo del hilo de la rosca. En este apartado se va a ver el esfuerzo de empuje en la cuerda, que resulta ser una compresión, y su distribución entre los hilos en contacto de las partes roscadas. La figura 5-27 ilustra el "flujo de fuerzas" a través del tornillo y la tuerca usadas para unir dos partes. La compresión entre los hilos del tornillo y la tuerca existe en los hilos 1, 2 y 3. Este tipo de compresión directa con frecuencia se llama empuje y el área usada para los cálculos del esfuerzo P A es el área proyectada que, para cada hilo, es π (d 2 - d 2 i ) 4. El número de hilos en contacto como se ve en la figura es t/p. Por lo tanto σ = 4 P π ( d 2 - d i 2 ) p t Ecuación 5.39 El diámetro d i, es el diámetro menor del hilo interno. Para elementos de unión roscados puede ser aproximado a d r. La ecuación 5.39 da un valor promedio del esfuerzo de empuje. El esfuerzo no está distribuido uniformemente debido a factores como la flexión en los hilos. Un estudio de la figura 5.27 revela dos factores importantes que ocasionan que el hilo 1 soporte más de su parte de la carga. 1. La carga se distribuye entre los tres hilos como si fueran elementos extra que soportan carga. La trayectoria más corta (y más rígida) es a través del hilo 1. Por lo tanto, soporta la mayor parte de la carga. 2. La carga aplicada ocasiona que la parte del tornillo que tiene rosca esté en tensión, en tanto que la parte correspondiente de la tuerca trabaja a la compresión. Las 87

95 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas deflexiones resultantes aumentan ligeramente el paso del tornillo y disminuyen el paso de la tuerca. Esto tiende a aliviar la presión en los hilos 2 y 3. Figura Flujo de fuerzas en un tornillo sujeto a tensión. El problema de vencer la tendencia anterior y obtener una mejor distribución de cargas entre los hilos en contacto es importante. Se han usado tres ideas: 1. Hacer la tuerca con un material más suave que el del tornillo, de modo que el primer hilo con alta carga se deforme (ya sea en forma elástica o plástica), transfiriendo por lo tanto más de la carga a los otros hilos. Para esto puede ser necesario aumentar el número de hilos de contacto con objeto de mantener la resistencia adecuada. 2. Hacer los hilos de la tuerca con un paso apenas más grande que el de los hilos del tornillo de modo que, en teoría, los dos pasos sean iguales después de que se aplique la carga. Las tolerancias de hilos y la precisión de producción deben ser tales que la tuerca y el tornillo puedan montarse con facilidad. 3. Modificar el diseño de la tuerca como se muestra en la figura Aquí, la carga en la tuerca pone en tensión la región de los hilos superiores, causando, por lo tanto, 88

96 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas cambios en el paso del tornillo. Tales tuercas especiales son costosas, y solamente se han usado en aplicaciones críticas que implican carga que produce fatiga. Figura Tuerca especial que proporciona una distribución casi igual de la carga entre los hilos de contacto. En la cuerda se tiene también un esfuerzo cortante. Con referencia a la figura 5-27, si el material de la tuerca es más débil al cortante que el material del tornillo (por lo común, éste es el caso), una sobrecarga suficiente puede deformar la cuerda de la tuerca a lo largo de la superficie cilíndrica A. Si el material del tornillo es más débil al cortante, la superficie de la falla sería B. Se puede determinar el espesor de la tuerca (o la profundidad de agarre de un tornillo en un agujero roscado) necesario para proporcionar equilibrio entre la resistencia a la tensión del tornillo y la deformación de la cuerda si ambos elementos (tornillo y tuerca o agujero roscado) se hacen del mismo material. La fuerza a la tensión requerida en el tornillo para que ceda toda la sección transversal con rosca es (= / Donde d es el diámetro de la cuerda. Con referencia a la figura 5-27, la carga a la tensión requerida en el tornillo para que ceda la superficie de falla al "barrerse" la cuerda entera de la tuerca es ( = :1 ; :

97 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Al igualar las dos expresiones anteriores se sabe que las resistencias a la tensión del tornillo y al "barrido" de la rosca están equilibradas cuando el espesor de la tuerca es aproximadamente :=0.47 Ya que las tuercas por lo común son más suaves que los tornillos con objeto de permitir cedencia ligera en los hilos superiores de la cuerda y, por lo tanto, distribuir la carga con más uniformidad entre los hilos de contacto el espesor estándar de la tuerca debe ser aproximada mente 7/8d. 5.4 Apriete del tornillo. Un apriete alto es muy deseable en conexiones importantes con tornillos y se deben establecer los medios para conseguir dicho apriete F i deseado cuando la unión se monte. Los razonamientos que justifican un apriete alto son: 1. En cuanto a cargas que tienden a separar los elementos rígidos, la carga en el tornillo no se puede incrementar mucho a menos que los elementos se deban separar realmente, y mientras más alta sea la tensión inicial del tornillo es menos probable que se separen las partes. 2. Para cargas que tienden a partir el tornillo, mientras más alta sea la tensión inicial, mayores serán las fuerzas de fricción que resistan el movimiento relativo al cortante. El apriete de un tornillo o tuerca impone un esfuerzo torsional al tornillo, junto con el esfuerzo inicial a la tensión. Durante el uso inicial, el tornillo por lo común "se desatornilla" muy ligeramente, disipando toda o casi toda la torsión Cargas en el tornillo durante el apriete. En la figura 5-29 se pueden ver las cargas y esfuerzos en un tornillo debidos al apriete inicial de una tuerca. Se debe tener en cuenta que las fuerzas de fricción y los pares de torsión asociados varían en forma considerable con los materiales, acabados, limpieza, lubricación, etc. También, en esta figura se ha supuesto el caso ideal de que el eje del tornillo sea exactamente perpendicular a todas las superficies sujetas, de tal manera que no aparezca flexión en el tornillo. Si se hace M = 0 para el conjunto de tornillo y tuerca mostrado tendremos T 1 = T 2 + T 3 + T 4 90

98 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Donde: T 1. Par de torsión en la tuerca. T 2. Par de torsión de la fricción en la cara de la tuerca. T 2 = f F i r a (donde r a es el radio efectivo de las fuerzas de fricción en la cara de la tuerca y f el coeficiente de fricción). T 3. Par de torsión de la fricción en la cabeza del tornillo. T 3 f F i r h (donde r h es el radio efectivo de las fuerzas de fricción en la cabeza). T 4. Par de torsión requerido para evitar el giro de la cabeza del tornillo. Obsérvese que T 4 = 0 si f F i r h > T 1 - T 2. Un punto importante como consecuencia de la diferencia entre los coeficientes estáticos y dinámicos de fricción es: se supone que el par T 1 de la llave aumenta en forma progresiva hasta el valor total especificado girando continuamente la tuerca. La fuerza de apriete resultante, F i será mayor si se permite que la rotación de la tuerca se detenga momentáneamente a, por ejemplo, el 80 por ciento del par pleno. El valor mayor de la fricción estática podrá ser entonces tal que la aplicación subsecuente del par total no haga girar posteriormente la tuerca, con el resultado de que F i será menor de lo deseado. La figura 5-29 también ilustra los esfuerzos en el tornillo, tanto al inicio (par de apriete todavía en aplicación) como al final (cuando el "desatornillado" ha disipado toda la torsión). Un punto importante que no se muestra en la figura 5-29 es que el esfuerzo torsional también depende de la fricción de la cuerda entre el tornillo y la tuerca. Por ejemplo, si esta fricción es muy alta, habrá un par de torsión substancial de apoyo T 4 necesario para evitar la rotación del tornillo, y los esfuerzos torsionales en el tornillo pueden ser tan altos que se alcance la cedencia a valores relativamente bajos de F i. 91

99 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Cargas en el tornillo durante el apriete Métodos para apretar tornillos: Si la longitud total del tornillo realmente puede medirse con un micrómetro cuando se monta, la elongación del tornillo, debida a la precarga F i, se calcula con la fórmula δ = F i l A E Luego, la tuerca simplemente se aprieta hasta que el tornillo se alarga a través de la distancia δ, lo cual asegura que se logre el apriete deseado. Por lo general, la elongación de un tornillo no se puede medir, porque el extremo roscado a menudo se encuentra en un agujero ciego. También en muchos casos es impráctico medir la elongación del tornillo. En tales casos se debe estimar el par de torsión de la llave que se requiere para desarrollar el apriete especificado. Para ello, se utiliza una llave dinamométrica, un dispositivo neumático de impacto, el método de giro de la tuerca u otros procedimientos. Se presentan a continuación algunos métodos para apretar tornillos: 92

100 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas - Monitorizar el par de torsión. Un método moderno que es adecuado para operaciones de montaje automatizado implica el monitorizar continuamente el par de torsión generado por la llave y la rotación de la tuerca. Cuando el ordenador establece que las relaciones de estas dos cantidades indican el inicio de la cedencia, se desacopla la llave. - Uso de una llave de torsión. El método más común para apretar un tornillo una cantidad específica, probablemente es usar una llave de torsión. La precisión de este método puede estar muy limitada por las variaciones de la fricción. El uso normal de la llave de torsión controla la tensión inicial quizá en un ± 30 por ciento; con cuidado especial, ± 15 por ciento se considera razonable. - Uso de una llave convencional. Una forma muy común de apretar un tornillo o tuerca es, por supuesto, escoger simplemente una llave convencional y apretar hasta "sentir" que ya está bien. Aunque este método nunca debe recomendarse para un tornillo crítico, podemos tener cierta idea de qué tan apretado puede dejar un "mecánico común" los tornillos de diversos tamaños usando las llaves comunes. Un estudio hecho a principios de siglo indica que es F i lb = d pulg Ecuación 5.40 F i N = d mm Ecuación 5.41 A pesar de sus limitaciones, las ecuaciones 5.40 y 5.41 puntualizan el hecho importante de que en tanto la capacidad de soportar carga a la tensión en los tornillos aumenta con el cuadrado del diámetro (y la capacidad torsional con el cubo del diámetro), la tendencia natural es apretar a valores de tensión iniciales que se incrementan con la primera potencia del diámetro. Esto significa que los tornillos pequeños tienden a retorcerse, y que a los muy grandes les falta apriete con este método de apriete. - La llave dinamométrica tiene una carátula incorporada que indica el par de torsión apropiado. - En las llaves de impacto, la presión del aire se ajusta de manera que la llave se detiene cuando se obtiene el par de torsión adecuado; en otras llaves el aire se corta de manera automática al alcanzar el par de torsión deseado. - El método de giro de la tuerca requiere que primero se defina el significado de apriete firme. La condición de apriete firme se define como el apriete que se logra con algunos golpes de una llave de impacto, o bien es el esfuerzo total realizado por una persona con una llave ordinaria. Cuando se obtiene la condición de ajuste firme, todos los giros adicionales desarrollan tensión útil en el tornillo. El método de giro de la tuerca requiere que se calcule el número fraccional de vueltas necesario para desarrollar el apriete requerido, a partir de la condición de apriete firme. Por ejemplo, en el caso de tornillos estructurales pesados de cabeza hexagonal, la especificación de giro de la tuerca establece que ésta se debe girar un mínimo de 180 a partir de la condición de apriete firme bajo condiciones óptimas. 93

101 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas - Método de vueltas de la tuerca. Primero, se aprieta el tornillo hasta un ajuste sin holgura para que todas las partes del tornillo queden en contacto. A continuación, se le da a la tuerca una vuelta más, con una llave, en etapas entre un tercio y una vuelta completa, dependiendo del tamaño del tornillo. Una vuelta completa produciría un estiramiento en el tornillo igual a su avance l, donde l = p = l / N. El comportamiento elástico del tornillo determina la cantidad de fuerza de sujeción que resulta. - Tornillos para controlar la tensión. Existen disponibles tornillos especiales que tienen un cuello, con dimensiones cuidadosamente establecidas en un extremo, unido a una sección estriada. La estría se mantiene fija cuando se gira la tuerca. Cuando se aplica un par torsional predeterminado a la tuerca, la sección del cuello se rompe y se detiene el apriete. Se obtienen resultados consistentes. Otra forma de tornillo para controlar la tensión usa una herramienta que ejerce tensión axial directa sobre él, recalca un collarín dentro de ranuras anulares o en las roscas del tornillo, y después rompe una parte del tornillo, de diámetro pequeño, con una fuerza predeterminada. El resultado es una magnitud calculable de la fuerza de apriete en el agarre. - Tornillo con brida ondulada. A la cara inferior de la cabeza de este tornillo se le da una superficie ondulada durante su fabricación. Cuando se aplica par torsional al agarre, se deforma la superficie ondulada y se aplana contra la superficie sujetada cuando el cuerpo del tornillo llega a la cantidad correcta de tensión. - Arandelas de indicación directa de tensión (DTI). La arandela DTI (del inglés, Direct Tension Indicator) tiene varias zonas elevadas en su superficie superior. Sobre ella se coloca una arandela regular, y se aprieta con una tuerca, hasta que las áreas elevadas se aplanan cierto valor especificado, lo cual causa una tensión predecible en el tornillo. - Medición y control ultrasónico de la tensión. Los desarrollos recientes han dado como resultado la disponibilidad de equipos que someten los tornillos a ondas acústicas ultrasónicas cuando se aprietan, y la sincronización de las ondas reflejadas se correlaciona con la cantidad de estiramiento y de tensión en el tornillo. - Método de apriete hasta la fluencia. La mayoría de los elementos de unión roscados se suministran con resistencia de fluencia garantizada; en consecuencia, se necesita una magnitud calculable de fuerza de tensión para causar cedencia en el tornillo. Algunos sistemas automáticos usan este principio, al detectar la relación entre el par torsional aplicado y la rotación de la tuerca, y detienen el proceso cuando el tornillo comienza a ceder. Durante la parte elástica de la curva de esfuerzo-deformación unitaria para el tornillo, sucede un cambio lineal de par torsional en función de rotación. En la fluencia, existe un aumento muy grande de rotación, con poco o ningún aumento de par torsional, y eso indica la fluencia. Una variación de este método, llamado método de tasa logarítmica (LRM. de Logarithmic Rate Method), determina el máximo de la curva del logaritmo de la tasa de par torsional respecto del giro, y aplica una cantidad preestablecida de giro adicional a la tuerca. 94

102 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Por precaución se debe tener presente la pérdida de la tensión inicial del tornillo durante la operación de apriete. Cuando se atornillan partes "rígidas", la deflexión plástica de éstas puede ser de sólo una centésima de milímetro o menos. Si la carga provoca alguna deformación plástica o hace que se aplanen las salientes diminutas en las superficies, se perderá mucha de la tensión inicial del tornillo. La pérdida de la tensión inicial también la puede ocasionar el desgaste o corrosión de las superficies de ensamble o la "extracción" de las películas superficiales. Las pruebas han demostrado que un agarre común pierde cerca del 5 por ciento de su tensión inicial en sólo algunos minutos, y que diversos efectos de relajación provocan la pérdida de casi otro 5 por ciento después de una pocas semanas. La relajación de esfuerzo a largo plazo es un problema en las uniones sujetas a alta temperatura, como en los motores de chorro y reactores nucleares. Estas aplicaciones requieren tornillos hechos de aleaciones especiales para altas temperaturas. Debido a las pérdidas en la tensión inicial (y al aflojamiento posible en las cuerdas), algunas veces es necesario apretar los tornillos de forma periódica Modelos de cálculo para el par de apriete. Aunque los coeficientes de fricción varían mucho, se puede obtener una buena estimación del par de torsión necesario para producir el apriete deseado mediante la combinación de las ecuaciones (5.42) y (5.48). Para obtener estas ecuaciones se va a hacer una pequeña introducción a los tornillos de potencia. Un tornillo de potencia es un dispositivo que se utiliza en maquinaria para cambiar el movimiento angular a movimiento lineal y, por lo general, para transmitir potencia. Entre las aplicaciones familiares se incluyen los tornillos de tornos y los tornillos para prensas de banco, prensas de sujeción y gatos. En la figura 5.30 se presenta un tornillo de potencia de rosca cuadrada con rosca simple, con un diámetro medio d m, un paso p, un ángulo de avance λ y el ángulo de la hélice Ψ sometido a la fuerza de compresión axial F. Se desea encontrar la expresión del par de torsión requerido para elevar la carga, y otra expresión del par de torsión necesario para bajarla. Figura Tornillo de potencia. 95

103 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Primero, se ha de imaginar que una rosca del tornillo se desenrolla o se desarrolla exactamente una vuelta. Figura Diagramas de fuerza. a) al subir la carga. b) al bajar la carga Luego, el borde de la rosca formará la hipotenusa de un triángulo rectángulo cuya base es la circunferencia del círculo de diámetro medio de la rosca, mientras que la altura está dada por el avance. El ángulo λ, en las figuras 5.30 y 5.31, es el ángulo de avance de la rosca. La suma de todas las fuerzas unitarias axiales que actúan sobre el área normal de la rosca se representa por F. Para elevar la carga, una fuerza P R actúa a la derecha (vea la figura 5-31a), y para bajar la carga, P L, actúa hacia la izquierda (vea la figura 5-32b). La fuerza de fricción es el producto del coeficiente de fricción f por la fuerza normal N, y actúa oponiéndose al movimiento. El sistema está en equilibrio bajo la acción de estas fuerzas, por lo que, para elevar la carga, se tiene = F H = P R - N senλ - f N cos λ=0 = F V = F + f N senλ - N cos λ = 0 De manera similar, para bajar la carga, se tiene = F H = - P L - N senλ + f N cos λ = 0 = F V = F - f N senλ - N cos λ = 0 Como interesa la fuerza normal N, se elimina de cada uno de los sistemas de ecuaciones y se despeja P. Para elevar la carga, esto da P R = F senλ + f cosλ cosλ - f senλ 96

104 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Y para bajar la carga, P L = F f cosλ senλ cos λ + f senλ Después, se divide el numerador y el denominador de estas ecuaciones entre coseno de λ y se emplea la ecuación λ=l/ π d m (figura 5-31). Entonces se tiene, respectivamente, P R = F l π d m + f 1 f l π d m P L = F > l π d m 1 + f l π d m Por último, si se observa que el par de torsión es el producto de la fuerza P y el radio medio d m /2, para elevar la carga se puede escribir T R = F d m 2 l + π f d m Ecuación 5.42 π d m f l Donde T R representa el par de torsión que se requiere para dos propósitos: superar la fricción en la rosca y elevar la carga. Se determina que el par de torsión necesario para bajar la carga es T L = F d m 2 π f d m A Ecuación 5.43 π d m + f l Éste es el par de torsión que se requiere para superar una parte de la fricción al bajar la carga. Puede resultar, en casos específicos donde el avance sea grande o la fricción baja, que la carga baje por sí misma, lo que provoca que el tornillo gire sin ningún esfuerzo externo. En esos casos, el par de torsión T L, de acuerdo con la ecuación 5.42 será negativo o igual a cero. Cuando se obtiene un par de torsión positivo mediante esta ecuación, se dice que el tornillo es autobloqueante. Así, la condición para el autobloqueo es π f d m > l Ecuación 5.44 Ahora si se divide ambos lados de la desigualdad entre π d m. Con base en que l/ π d m = tan λ, se obtiene f > tan λ Ecuación

105 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Esta relación establece que el autobloqueo se presenta cuando el coeficiente de fricción de la rosca es igual o mayor que la tangente del ángulo de avance de la rosca. Una expresión de la eficiencia también resulta útil en la evaluación de los tornillos de potencia. Si f = 0 en la ecuación 5.42, se obtiene T 0 = F l 2 π Lo que, como se eliminó el coeficiente de fricción, expresa al par de torsión necesario sólo para elevar la carga. Por lo tanto, la eficiencia es e = T 0 T R = F l 2 π T R Ecuación 5.46 Las ecuaciones anteriores se desarrollaron para roscas cuadradas, donde las cargas normales en las roscas son paralelas al eje del tornillo. En el caso de roscas Acmé o de otros tipos, la carga normal en la rosca está inclinada hacia el eje debido al ángulo de la rosca 2α y al ángulo del avance λ. Como los ángulos de avance son pequeños, esta inclinación se puede despreciar y sólo se considera el efecto del ángulo de la rosca (vea la figura 5-32a). Figura 5-32 Efecto del ángulo de la rosca. El efecto del ángulo α se necesita para incrementar la fuerza de fricción debida a la acción de cuña de las roscas. Por lo tanto, los términos de la fricción en la ecuación 5.42 deben dividirse entre cosα. Para elevar la carga o para apretar un tornillo o tornillo, esto da T R = F d m 2 l + π f d m secα Ecuación 5.47 π d m - f l secα Cuando se emplea la ecuación 5.47, es necesario recordar que expresa una aproximación porque no se ha tomado en cuenta el efecto del ángulo de avance. 98

106 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Por lo general, se debe utilizar un tercer componente del par de torsión en las aplicaciones de tornillos de potencia. Cuando el tornillo se cargue axialmente, debe usarse un cojinete de empuje o collarín de empuje entre los elementos rotatorio y estacionario, con objeto de soportar el efecto de la componente axial. En la figura 5-32b se ilustra un collarín de empuje común para el que se supone que la carga está concentrada en el diámetro medio del collarín d c. Si f c es el coeficiente de fricción del collarín, el par de torsión que se requiere es T c = F f c d c 2 Ecuación 5.48 Aunque las condiciones de fricción varían mucho, se puede obtener una buena estimación del par de torsión necesario para producir un apriete dado mediante la combinación de las ecuaciones 5.47 y T = F i d m l + π f d m secα 2 π d m - f l secα + F i f c d c 2 Ecuación 5.4 Donde d m es el promedio de los diámetros mayor y menor. Como tanλ = l / π d m se divide el numerador y el denominador del primer término entre π d m y se obtiene T = F i d m tanλ + f secα 2 l - f tanλ secα + F i f c d c 2 Ecuación 5.50 El diámetro de la cara de la arandela de una tuerca hexagonal es el mismo que el ancho entre caras e igual a l ½ veces el tamaño nominal. Por lo tanto, el diámetro medio del collarín está dado por d c = (d+1.5d)/2 = 1.25d. Ahora la ecuación anterior puede expresarse como T = d m tanλ + f secα 2 d 1 - f tanλ secα f c F i d Luego se define un coeficiente del par de torsión K como el término entre paréntesis rectangulares, y por lo tanto, F = d m tanλ + f secα 2 d 1 - f tanλ secα f c Ecuación 5.51 Entonces la ecuación podemos ahora escribir T = K F i d Ecuación 5.52 El coeficiente de fricción depende de la uniformidad de la superficie, de la precisión y del grado de lubricación. En promedio, tanto f como f c son casi iguales a Un hecho 99

107 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas interesante acerca de la ecuación (5.51) es que K = 0.20 para f = f c = 0.15, sin que importe el tamaño de los tornillos que se empleen o si las roscas son gruesas o finas. Los autores Blake y Kurtz publicaron numerosos resultados sobre ensayos del apriete de tornillos. Cuando se someten sus datos a un análisis estadístico, se puede ver algo acerca de la distribución de los coeficientes del par de torsión y del apriete resultante. Blake y Kurtz determinaron el apriete en un gran número de tornillos lubricados y sin lubricación, cuyo tamaño es de ½ pulg-20 UNF, sometidos a un par de torsión de 800 lbf pulg, lo que corresponde aproximadamente a un tornillo M12 X 1.25 sometido a un par de torsión de 90 N m. Los análisis estadísticos de los dos grupos de tornillos, convertidos a unidades SI se presentan en las tablas 5-4 y 5-5. Tabla 5-4. Valor medio (G i = 34.3kN. Desviación estándar HI= 4.91 kn Distribución de la precarga F i de 20 pruebas de tornillos no lubricados con apriete a 90N m Tabla 5-5. Valor medio (G i = 34.18kN. Desviación estándar HI= 2.88 kn Distribución de la precarga F i de 10 pruebas de tornillos lubricados con apriete a 90N m Primero se observa que ambos grupos tienen casi la misma precarga media: 34 kn. Los tornillos no lubricados presentan una desviación estándar de 4.9 kn y un CDV de alrededor de Los tornillos lubricados tienen una desviación estándar de 3 kn y un CDV de cerca de 0.9. Mediante la ecuación 5.52 se tiene que en ambas muestras, K = Bowman Distribution, un gran fabricante de tornillos, recomienda los valores que se presentan en la tabla 5-6. Aquí se aplicaran dichos valores y se usará K = 0.2 cuando no se indique la condición del tornillo. 100

108 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Tabla 5-6. Factores del par de torsión K para su empleo con la ecuación Se han consultado diferentes modelos de cálculo para el apriete de los tornillos según diferentes autores. En "Diseño de Máquinas" de Deutschman, y en "Fundamentos de Diseño para ingeniería mecánica" de Juvinall, el par se calcula exactamente igual, a partir de los tornillos de potencia y llegando a la conclusión de que el valor del coeficiente del par K, conocido como c en dicho libro, será de 0.2 para superficies secas y tornillos no lubricados. Y de 0.15 para tornillos lubricados. En "Diseño de elementos de máquinas" de Faires el par de apriete se calcula bajo la misma fórmula que en Shigley y se nos daba la tabla 5-6 sobre los distintos valores de esta constante. En Faires se menciona que en la literatura técnica se han observado valores de C desde 0.1 hasta 0.34 o más, cuando en la tabla 5-6 llegamos hasta 0.3 y partimos de Con esto se puede dar cuenta de cuan incierto puede ser el valor de la constante K y las grandes diferencias que puede producir en nuestra ecuación general para el cálculo del par necesario Hay que asegurarse de que el valor de C sea el correcto (aunque casi siempre se tiene el 0.2) ya que si el valor real de C=0.1 y si el par de apriete aplicado ha sido calculado para C=0.2, el apriete en el tornillo es el doble que el necesario, eso si en el tornillo no ocurre fluencia ni rotura. Por otro lado en "Diseño de elementos de máquinas" de Mott se explica que la ecuación 5.52 es adecuada para el diseño mecánico general pero que para un análisis más completo del par torsional para crear determinada fuerza de apriete requiere más información acerca del diseño del agarre. Existen tres factores que influyen sobre el par torsional. Uno, al que se denominará T 1, es el par torsional requerido para desarrollar la carga de tensión P t, en el tornillo, mediante la naturaleza de plano inclinado de la rosca. T 1 = P t l 2 π = P t 2 π n Ecuación

109 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Donde l es el avance de la rosca del tornillo; l = p = 1/n. El segundo componente del par torsional T 2 es el que se requiere para vencer la fricción entre las roscas acopladas, y se calcula con T 2 = d p µ 1 P t 2 cosα Ecuación 5.54 Donde d p = diámetro de paso de la rosca. µ 1 = coeficiente de fricción entre las superficies de las roscas. α = 1/2 del ángulo de la rosca, que en el caso típico es 30. El tercer componente del par torsional, T 3, es la fricción entre la cara inferior de la cabeza o tuerca y la superficie que se sujeta. Se supone que esta fuerza de fricción actúa a la mitad de la superficie de fricción, y se calcula con T 3 = d + b µ 2 P t 4 Ecuación 5.55 Donde d = diámetro mayor del tornillo. b = diámetro exterior de la superficie, sometida a la fricción, de la cara inferior sobre la cabeza del tornillo. µ 2 = coeficiente de fricción entre la cabeza del tornillo y la superficie sujetada. Entonces, el par torsional total es T tot = T 1 + T 2 + T 3 Ecuación 5.56 Es importante notar que en la relación entre el par torsional aplicado y el apriete dado al tornillo, intervienen muchas variables. La exactitud con que se aplica el par torsional especificado está afectada por la precisión del aparato de medición que se usa. En el texto de "Elementos de máquinas" de Decker se da la posibilidad de calcular el par de apriete necesario con otro método. Al apretar un tornillo, se produce en su sección transversal la tensión de apriete σ an. Su valor depende en gran medida del esfuerzo discrecional que el montador aplique y, en consecuencia, varía entre unos amplios límites (figura 5.33). 102

110 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas Figura Rango de la tensión de apriete. Por lo tanto, la fuerza de tensión previa prevista, puede calcularse así: Fuerza de tensión previa: F v = A k σ an Fv en N: fuerza de tensión previa; A k en mm 2 : sección transversal del tornillo σ an en N/mm 2 : tensión de apriete (para aprietes discrecionales, según fig. 5.33, generalmente el valor medio del campo entre las dos curvas). Los tornillos delgados suelen sufrir un apriete más fuerte que los gruesos. Por esta razón, en la construcción de los primeros se emplean materiales con límites de estricción altos. Las uniones importantes sometidas a esfuerzos elevados, se aprietan con llaves dinamométricas que se desembragan cuando se alcanza el par de apriete previamente ajustado. El valor de este par, necesario para obtener una determinada tensión previa, puede obtenerse aproximadamente de la siguiente fórmula: T an = F v 0.16P + µ d 2 + D m 2 T an en Ncm: par de apriete. F v en N: tensión previa deseada. P en cm: paso de la rosca. µ coeficiente de rozamiento en los flancos de la rosca y en la cabeza ~ 0,2 para tornillos de acero. d 2 en cm: diámetro primitivo. D m en cm: diámetro medio del círculo de la cabeza = 0,5 (Da + Di) 103

111 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas En el siguiente ejercicio se van a comparar los diferentes modelos de cálculo que se han visto para el apriete. Ejercicio 4 Se desea calcular el par necesario para producir una fuerza de apriete de N en un tornillo M16 DIN 912 x 2mm. Según Decker F v = F i = 40035N P = 2mm µ= 0.2 d 2 = D m = 0.5 (D a +D i ) = 0.5 ( )=2.1 D a = diámetro de apoyo de la cabeza = 2.4cm D i = diámetro del orificio = 1.8cm T an = F v 0.16P + µ d 2 + D m = T 2 an = = Ncm 2 Para el cálculo según el modelo de Shigley, Juvinall, Deutschman y Faires se aplicará la ecuación Al no conocer el coeficiente, usaremos el 0.2 que se proponía cuando no se conocían más datos. F i = N F p = N Para conexiones reutilizables se tendría 0.75 F p = N Para conexiones permanentes 0.90 F p = N Por lo tanto, el par necesario para esas precargas o fuerzas de apriete, según la ecuación 5.52 sería: T = K F i d = = Nmm Con la misma ecuación se pueden calcular los siguientes resultados: - El par de Nmm es para conexiones reutilizables. - El par de N mm es para conexiones permanentes. Para conseguir una precarga de N, según Decker se tendrá que aplicar un par de ,02 Ncm, mientras que con la ecuación de Sighley, y suponiendo un coeficiente K = 0.2 dado que no se conocen más datos, se tendrá que aplicar un par de ,20 Ncm. La forma de cálculo de Decker es más precisa ya que en la de Shigley el coeficiente K depende de muchas características que no tomamos en cuenta. 104

112 Capítulo 5. Cálculo de uniones atornilladas En el método desarrollado de Mott, se tendría lo siguiente T 1 = P t l 2 π = P t 2 π n = π = N mm T 2 = d p µ 1 P t 2 cosα = cos(30) = N mm T 3 = d + b µ 2 P t = = N mm La suma sería N mm = N cm A continuación se puede ver un gráfico para comparar los tres criterios. Figura Par necesario para el apriete según diferentes autores. Como se puede observar, tanto el criterio de Mott como el de Decker dan valores muy parecidos, mientras que con el Shigley se tiene un valor que se aleja bastante de los demás. Esto es debido a que no se conoce con exactitud el valor de la constante K y se ha supuesto 0.2 al no tener más datos. 105

113 Capítulo 6. Hoja de cálculo Capítulo 6. Hoja de cálculo. Este capítulo está dedicado a la explicación y funcionamiento de la hoja de Excel para el cálculo de uniones de unión roscadas mediante el modelo de separación de junta. 6.1 Configuración de la hoja de cálculo. Lo primero que cabe destacar es los colores usados para la hoja de Excel. Únicamente se pueden introducir datos en las casillas que tienen color rosa ya que la hoja de cálculo está protegida. Los datos en color azul son datos introducidos en la primera hoja pero que son necesarios para calcular el apartado donde estamos. Se muestran otra vez para poder comprobar que están correctos. 6.2 Estructura de la hoja de cálculo. En este apartado se va a explicar el funcionamiento y detalles de las diferentes hojas ó partes que contiene la hoja de cálculo Introducir los datos. La figura 4-1 muestra la primera hoja de la tabla de Excel. Figura 4-1. Introducir los datos. 106

114 Capítulo 6. Hoja de cálculo En la primera hoja de la tabla de Excel se encuentran la mayoría de los datos de la unión atornillada. Además de los datos se tiene una imagen general de un tornillo, donde aparecen las principales dimensiones, que servirá de ayuda para introducir los valores necesarios para el cálculo de la unión. Primeramente se introducirán datos geométricos del tornillo. De la denominación del tornillo, nuestra tabla de Excel obtendrá el diámetro del tornillo d, el paso, y la longitud del tornillo L para las siguientes hojas. Seguidamente se introducirá el área de esfuerzo de tensión A t del tornillo. Este área puede obtenerse de la tabla 1, adjunta en la hoja "TABLAS". Se dispone de un botón justo al lado que nos dirige directamente a dicha tabla (véase figura 4-2). Figura 4-2. Casilla del área de tensión. Una vez introducidos los datos geométricos, se deberán rellenar las casillas correspondientes a los materiales del tornillo, como el módulo de elasticidad E, la resistencia de prueba S p, la resistencia a la fluencia S y y la resistencia última S ut, todas ellas en la tabla 2 del apartado "TABLAS". Por último se introducirán los datos correspondientes a las fuerzas que actúan sobre la unión: la carga externa máxima P max, externa, las cargas variables P max y P min, y el apriete. Respecto al apriete puede ser que se conozca el par de apriete T que se quiera dar a la unión, la fuerza de apriete necesaria F i, no se conozca o que directamente no exista. Si se conoce ya sea la fuerza de apriete o el par de apriete se deberá introducir solamente el valor conocido y dejar la otra casilla en blanco, o de lo contrario aparecerá el mensaje de error que se muestra en la figura 4-3. Figura 4-3. Error en la introducción del apriete. Si no se conoce el valor del apriete y se desea uno, se puede ir directamente a la hoja "PAR DE APRIETE" mediante los botones que aparecen a la derecha de la figura del tornillo (véase figura 4-1), e introducir uno de los recomendados, ya sea para conexiones con tornillos reutilizables o permanentes (Véase figura 4-4). 107

115 Capítulo 6. Hoja de cálculo Figura 4-4. Aprietes recomendados. Si no existe apriete en la unión, ya sea porque no se conoce o porque directamente no existe, en carga estática se tratará a la unión con separación del agarre, y en fatiga se avisará mediante un mensaje de que se está trabajando con separación del agarre o con que no se conoce al apriete (véase figura 4-5). Figura 4-5. Mensaje que aparece en la hoja de fatiga Rigidez del agarre. En la siguiente figura se puede ver la estructura que presenta la hoja cuyo fin es calcular la constante de rigidez del agarre. Figura 4-6. Rigidez del agarre. La razón de la inclusión de las figuras en esta hoja es el facilitar el cálculo de la longitud del agarre y los troncos de cono. 108

116 Capítulo 6. Hoja de cálculo Primeramente se puede ver un botón con el nombre de "BORRAR HOJA" con el que se pueden eliminar todos los datos introducidos en esta hoja. A la hora de calcular el agarre lo primero que se deberá especificar es si se está en el caso de cono truncado o no seleccionando uno de los botones. Figura 4-7. Longitud de agarre. Si se selecciona la opción "no", el agarre será la suma de los espesores de las piezas y el de las arandelas. En la casilla donde pone "Espesor de las arandelas" se deberá introducir el espesor total de las arandelas. Por otro lado, si selecciona la opción "si" la hoja de cálculo, en función del espesor t 2 calculará el agarre según las ecuaciones que se muestran en la figura 4-7. Una vez calculado el agarre se deberán de calcular los troncos de cono para obtener la rigidez del agarre. Se pueden calcular hasta un máximo de 5 troncos de cono. En la figura 4-8 se puede ver tanto la imagen que nos ayuda a calcular los troncos de cono como las casillas a rellenar con los datos. Figura 4-8. Troncos de cono. 109

117 Capítulo 6. Hoja de cálculo Se deberá introducir el módulo de elasticidad del material de cada tronco de cono E, el diámetro d del agujero donde está alojado el tornillo dentro de la junta y el diámetro menor D (véase figura 4-10) del tronco de cono. En la última columna se calcula la constante de rigidez de cada tronco de cono para luego posteriormente sumarlas mediante la ecuación Una vez calculado la rigidez de cada tronco de cono, la tabla de Excel sumara las longitudes de los troncos y las comparará con el agarre, debiendo ser iguales. Si esto no fuese así, se habría cometido algún error y se mostrará un aviso como el que aparece en la figura 4-9. Figura 4-9. Error en la comparación de longitudes. Si las longitudes están correctas no aparecerá nada, ya que el mensaje estará presente mientras que la longitud del agarre y la de los troncos de cono no coincidan. Llegados a este punto cabe destacar que se dispone de una herramienta para el cálculo del diámetro menor del siguiente tronco de cono. La figura 4-10 muestra esta herramienta. Figura Herramienta para calcular D. 110

118 Capítulo 6. Hoja de cálculo Rigidez del tornillo. La figura 4-11 muestra la configuración de la hoja correspondiente al cálculo de la rigidez del tornillo, además del botón necesario para borrar los datos que hubieran. Figura Rigidez del tornillo. Nada más entrar se deberá especificar el tipo de tornillo que se tiene: - Tornillo comercial. Para este tipo de tornillo únicamente se tiene una zona roscada y otra sin rosca. Además se deberán cumplir las ecuaciones de la longitud roscada L T del tornillo vistas en el apartado ya que la tabla de Excel calculará la longitud L T según dichas igualdades. No será necesario introducir ningún dato y si se dispone de una longitud L T diferente a la que aparece se deberá calcular la rigidez del tornillo mediante el tipo "Tornillo no comercial". Figura Tornillo comercial. 111

119 Capítulo 6. Hoja de cálculo - Tornillo no comercial. Con este tipo de tornillo se puede calcular la rigidez de tornillos que tengan tanto varias secciones como también tornillos comerciales donde la longitud L T no coincide con la de "Tornillo comercial". Figura Tornillo no comercial. Aquí se debe introducir tanto el área de la sección del tornillo que se esté calculando como su longitud. Para facilitar el cálculo del área de la sección se tiene la herramienta mostrada en la figura 4-14 con la que únicamente introduciendo el diámetro de la sección se obtendrá el área deseada. Figura Herramienta para el cálculo de áreas. Con la herramienta que se puede ver en la figura 4-15, si se dispone de una longitud L T del tornillo diferente a la que nos proporciona el tipo "Tornillo comercial" pero se cumplen las demás características de este tipo se pueden obtener tanto la longitud sin rosca dentro del agarre l d como la longitud roscada dentro del agarre l t para introducirlas en el tipo "no comercial". Figura Herramienta para l d y l t. 112

120 Capítulo 6. Hoja de cálculo Por último, se puede ver en la figura 4-16 que junto al valor de la constante de rigidez del tornillo aparece una casilla de verificación de la longitud del tornillo dentro del agarre con la longitud del agarre. Figura 4-16 Si ambas coinciden se muestra el texto "CORRECTO" mientras que si no coincidieran, aparecería "ERROR" Par de apriete. La figura 4-17 muestra la hoja dedicada al cálculo del apriete. Figura 4-17 Como se ha dicho en el apartado dedicado a introducir datos, solo se debe introducir la fuerza de apriete o el par de apriete. Si introducimos el valor de la fuerza de apriete en la primera hoja, aquí se calculará directamente el par de apriete necesario según la ecuación mostrada en la figura Figura Par y fuerza de apriete. 113

121 Capítulo 6. Hoja de cálculo Por defecto, se calculará con un factor adimensional K igual a 0.2. Si se introduce el valor de otro factor, se hará con este dato. Se adjunta una tabla con valores para este factor (véase figura 4-17). Además, se puede ver si el par de apriete que se tiene en la unión está dentro de los valores recomendados (Figura 4-19). Figura Valores recomendados del apriete. Por último, se dispone de una herramienta para calcular la fuerza de apriete si el valor conocido es el esfuerzo de apriete. Figura Herramienta del apriete Carga estática. En esta hoja no hace falta introducir ningún dato como podemos ver en la figura Figura Carga estática. 114

122 Capítulo 6. Hoja de cálculo Primeramente se presenta el cálculo de la constante elástica de la unión C. Al lado este valor se informa con el tipo de tornillo utilizado para calcular la constante de rigidez del tornillo K b. Más abajo se ve el factor de seguridad contra separación del agarre, y a continuación, en función de que exista o no separación del agarre el factor de seguridad a carga estática. En la figura 4-21 se puede observar que no existe separación del agarre y el valor del factor de seguridad correspondiente Cálculo a fatiga. La figura 4-22 muestra la configuración de la hoja donde se calcula el factor de seguridad a carga variable. Figura Cálculo a fatiga. En este apartado únicamente se ha de introducir el factor de concentración de esfuerzos K f. Para ello se adjunta la tabla mostrada en la figura Figura Tabla para el factor de concentración de esfuerzo. En esta hoja los primeros datos corresponden al material del tornillo S y y S ut. Al introducir el factor de concentración de esfuerzos se obtiene el límite de fatiga corregido S e. 115

123 Capítulo 6. Hoja de cálculo Más abajo se tienen las cargas P max y P min, así como la constante elástica de la unión C y el área de esfuerzo a tensión. Estos valores son necesarios para calcular el esfuerzo medio σ m, el esfuerzo alternante σ a y el esfuerzo de apriete σ i mostrados en la figura Figura Esfuerzo de apriete, medio y alternante. El factor de seguridad a fatiga se calcula mediante tres métodos, el de Gerber, el de Goodman y el de Soderberg según se puede ver en la figura Figura Factor de seguridad a fatiga Resultados. En la hoja de resultados se recopilan algunos de los valores más importantes calculados en las hojas anteriores. Primero datos referidos al tornillo como es su denominación métrica, el área de esfuerzo de tensión, módulo de elasticidad del material, resistencia de prueba, resistencia de fluencia y la resistencia última. A su derecha están los espesores de las piezas que componen el agarre así como la longitud de éste. También se encuentran las constantes de rigidez del tornillo y agarre, así como la constante elástica de la unión. Se puede ver la fuerza de apriete y el par de apriete necesario para que exista esa fuerza. Se incluyen también los factores de seguridad tanto a carga estática como a carga de fatiga. La figura 4-26 muestra la hoja de resultados. 116

124 Capítulo 6. Hoja de cálculo Figura Hoja de resultados Tablas. Este apartado tiene como objetico el facilitar al usuario de la tabla de Excel los valores necesarios para el cálculo de los tornillos sin tener que mirar en otros lugares. En él podemos encontrar algunas de las tablas de los apartados 2 y 3. Se ha incluido la tabla 1 para conocer el área de esfuerzo de tensión A t. Se dispone también de la tabla 2 para obtener las diferentes resistencias del tornillo. De manera adicional se incluyen también algunas tablas DIN donde se puede ver la longitud roscada del tornillo, el espesor de arandelas, etc. 6.3 Ejemplo de cálculo con la hoja. Se va a realizar ahora un ejemplo de cálculo de una unión atornillada resuelto mediante la tabla de Excel. Se pide que se informe sobre una unión atornillada, en la que un tornillo comercial M16 DIN 912, de 70 mm de longitud y grado 4.8, se encuentra sujetando dos chapas. Una de las chapas es de acero con 25 mm de espesor y la otra de aluminio con 15 mm de espesor, 117

125 Capítulo 6. Hoja de cálculo ambas presentan un orificio de 18 mm de diámetro para el paso del tornillo. Se utilizan arandelas para proteger las superficies. Las chapas se encuentran solicitadas por una fuerza variable que tiende a separarlas, cuyos valores mínimo y máximo alcanzados pueden verse en la gráfica inferior. Se debe comprobar si el tornillo soportará estas cargas a lo largo del tiempo, considerando dos casos posibles para el estudio: A) Al operario se le olvida terminar de apretar el tornillo. La tuerca se monta llegando a entrar en contacto con la placa sin apretar con la llave (correspondería a un fallo de montaje). B) El operario aprieta el tomillo de forma que soporta en esfuerzo de tracción de 255 MPa, cuando no actúa carga alguna sobre la unión. También será necesario calcular el par de apriete necesario y aconsejar sobre la reutilización de los tomillos en caso de desmontaje de la unión. Se debe contemplar la posibilidad de que momentáneamente la carga máxima alcance un valor de N. Se rellena la tabla de Excel con los datos facilitados en el enunciado del problema. Figura Introducción de la unión. 118

126 Capítulo 6. Hoja de cálculo Primeramente se calculan los parámetros de rigidez del agarre y del tornillo. Constante de rigidez del agarre K m. El agarre no pertenece al tipo de cono truncado, por lo que se selecciona la opción "no" cuando se pregunta acerca de ello. Después se rellenan los datos correspondientes a los espesores de las piezas que componen el agarre. Figura Espesores de las piezas del agarre. En la figura anterior se puede ver el mensaje "EL AGARRE NO COINCIDE CON EL SUMATORIO DE LOS TRONCOS DE CONO", debido a que todavía no se han calculado los troncos de cono. Este mensaje solo desaparecerá cuando la longitud de la junta coincida con el sumatorio de longitudes de los troncos de cono. La configuración geométrica del agarre es la mostrada en la siguiente figura Troncos de cono en la unión. 119

127 Capítulo 6. Hoja de cálculo Se tienen un total de 4 troncos de cono. Se rellena el apartado correspondiente a estos troncos de cono tal como se muestra en la figura inferior. Figura Datos referidos a los troncos de cono. Para rellenar estos datos se puede usar la herramienta que se facilita en la hoja a la hora de calcular la longitud D 2 y D 3 como se muestra en la siguiente figura. Figura Herramienta para D. La constante de rigidez del agarre se muestra en la figura Se puede ver en la figura 4-30 que el sumatorio de las longitudes de los troncos de cono coincide con la longitud del agarre, por lo que el aviso anterior desaparece (véase figura 4-32). Figura Constante de rigidez del agarre. 120

128 Capítulo 6. Hoja de cálculo Una vez calculada la constante de rigidez del agarre, se selecciona la hoja de cálculo correspondiente a la constante de rigidez del tornillo K b. El tornillo corresponde a la norma DIN 912. En la hoja de tablas se puede ver que la longitud roscada del tornillo no coincide con la normalizada. Por esta razón no se puede utilizar el tipo "Tornillo comercial". Figura Longitudes roscas del tornillo. Introduciendo el valor de la longitud roscada L T correspondiente a la DIN 912 en la herramienta de rigidez del tornillo, se obtienen los valores de la figura Figura Herramienta de longitudes. Se puede ahora introducir la longitud sin rosca dentro del agarre l d y la longitud roscada dentro del agarre l t como se muestra en la figura

129 Capítulo 6. Hoja de cálculo Figura Introducción de las longitudes y áreas del tornillo. Para el área correspondiente a la sección no roscada se ha utilizado la herramienta de la siguiente figura. Figura Cálculo del área con el diámetro. En la figura 4-37 se puede observar la constante de rigidez del tornillo, el tipo de tornillo que se ha utilizado (en este caso "No comercial") y que la comprobación de longitud del tornillo y la junta está correcta. Figura Constante de rigidez y comprobación de longitudes. Una vez calculadas las constantes de rigidez, se puede ver la constante elástica de la unión C en la hoja dedicada a carga estática. La figura 4-38 muestra el resultado de la constante C. Figura Constante elástica de la unión. 122

130 Capítulo 6. Hoja de cálculo A) Al operario se le olvida terminar de apretar el tornillo. Bajo esta suposición se tendrá siempre separación del agarre ya que no se ha dado un apriete inicial antes de aplicar la carga. El tornillo soporta toda la carga. La tabla de Excel directamente nos da el resultado para la separación de junta. Para un factor de seguridad de 1, no se produce fallo por carga estática. Figura 4-39 No tiene sentido estudiar la carga a fatiga si no se tiene apriete. B) El operario aprieta el tornillo. Se tiene ahora un apriete de 255Mpa que con la herramienta de la hoja de "PAR DE APRIETE" resulta una fuerza de apriete de valor N como se puede ver en la figura Figura Herramienta para el esfuerzo de apriete. S introduce el nuevo dato en la tabla de Excel. Figura Introducción del nuevo valor. 123

131 Capítulo 6. Hoja de cálculo El par necesario para conseguir esa fuerza de apriete se muestra en la siguiente figura. También se puede observar los valores recomendados del par para conexiones reutilizables y permanentes. Figura Apriete. Como se puede observar no se ha introducido ningún valor en el factor adimensional K ya que no se nos ha dado ningún dato respecto a él. Los resultados a carga estática son los siguientes Figura Carga estática. No se tiene separación del agarre, ya que se tiene un factor contra separación de 1.51 pero se produce fallo en carga estática. Ante esta situación se pueden tomar diferentes medidas. Una sería modificar el grado del tornillo y otra aplicar un apriete diferente. Se aplica un apriete diferente, por ejemplo de N. Figura Nueva carga de apriete. 124

132 Capítulo 6. Hoja de cálculo No existe separación del agarre, aunque con un factor de seguridad un tanto escaso y tampoco se tendría problema a carga estática. La siguiente figura muestra los resultados a fatiga. Figura Resultados a fatiga. Gerber es el criterio de fallo de los presentes que mas factor de seguridad da. Goodman queda un poco justo mientras que según Soderberg, más restrictivo que los anteriores, se produce falla. Si el apriete de 255 MPa es necesario, otra solución es cambiar el grado del tornillo. Se propone ahora un tornillo de grado igual al inmediatamente superior que se decía en el enunciado. El grado elegido es el 5.8. La figura 4-46 muestra la pantalla de introducción de datos con los nuevos valores. 125

133 Capítulo 6. Hoja de cálculo Figura Nuevos valores de resistencias. A carga estática se tiene lo siguiente Figura Carga estática con nuevos valores. Ni separación de junta, ni fallo. Además un factor de seguridad mayor que con el otro método propuesto. Una vez calculado el factor de seguridad a carga estática y visto que no se tiene fallo, se puede pasar al apartado de cálculo a fatiga. La figura 4.48 muestra los resultados a fatiga. 126

134 Capítulo 6. Hoja de cálculo Figura Factores de seguridad a fatiga. A la vista de los resultados se puede decir que se está en un punto en el que el factor de Gerber, al ser una curva elíptica es bastante menos restrictivo que Goodman y Soderberg. Con Soderberg se produce fallo mientras que con Gerber se tiene un factor de seguridad casi de

135 Capítulo 7. Conclusiones. CAPÍTULO 7. CONCLUSIONES. La mayoría de los autores consultados a la hora de elaborar este proyecto coinciden en cuanto a la idealización del cálculo del tornillo, pero a la hora del cálculo de estas ideas se pueden ver desde pequeñas diferencias entre ellos, a otras mucho más grandes. Cuando se calcula la constante de rigidez del tornillo K b según diferentes autores (véase figura 7-1), se puede ver como el método expuesto por Shigley da resultados bastante alejados de otros autores como Hamrock, Dobrovolski o Niemann. La explicación a la diferencia tan grande entre estos autores y Shigley es que ellos tienen en cuenta la elasticidad de la cabeza del tornillo y de la parte de rosca introducida en la tuerca con unos términos en sus ecuaciones. Respecto a éste término aparecido en las ecuaciones, se puede resaltar que el utilizado por Niemann es mucho más sencillo y práctico que el de los otros. Figura Diferentes valores para la rigidez del tornillo según el autor. A la hora de calcular la constante de rigidez del agarre K m todos los autores afirman que la presión existente entre las piezas unidas es muy difícil de calcular, por lo que se suele recurrir a ensayos para ver exactamente la distribución de la presión. Algunos de ellos aportan ecuaciones con unas condiciones de aplicación muy específicas, mientras que en otros se han visto métodos de cálculo más generales que coinciden entre ellos. Por ejemplo, 128

136 Capítulo 7. Conclusiones. el método de cálculo de K m de Shigley y Hamrock es el mismo, pero aporta unos resultados bastante diferentes al método de Dobrovolski y Faires como se puede observar en la figura 7-2. Figura 7-2. Resultados para el cálculo de la rigidez del agarre según diferentes autores. En cuanto al cálculo del par necesario que hay que aplicar para conseguir el apriete deseado T, el método expuesto por Shigley es el que más se ha repetido a pesar de ser el método de cálculo donde al no poder cuantificar con suficiente precisión el factor adimensional K más difiere de otros autores. A pesar de que las ecuaciones descritas por Decker y Mott son más complejas que las de Shigley, éstas dan unos resultados bastante parecidos entre ellas y a la vez muy alejados de Shigley como se muestra en la figura 7-3. Figura 7-3. Par necesario para el apriete según diferentes autores. 129

137 Capítulo 7. Conclusiones. En conclusión, los métodos de cálculo de Shigley dan resultados bastante diferentes a los de otros autores como Hamrock, Niemann Dobrovolski, Faires, Decker, etc. La hoja de cálculo es una herramienta bastante interesante cuando se desea evaluar con rapidez cómo afecta a la unión atornillada la modificación de los datos. Un hecho interesante es que si el tornillo es normalizado y su longitud roscada L T está tabulada, se puede obtener su rigidez simplemente seleccionando la opción "Tornillo comercial". La hoja de cálculo incluye una serie de herramientas y tablas que harán el cálculo de la unión atornillada muy sencillo y rápido. Además gracias a los mensajes que aparecen se sabe en todo momento si la introducción de los datos está siendo correcta o si se debe modificar algo. Se trata de una herramienta que podría servir a los estudiantes de la asignatura "Diseño de Máquinas" de la Universidad Politécnica de Cartagena para comprobar sus resultados o ver simplemente como afecta la variación de una magnitud en los resultados de una forma rápida y sin necesidad de cálculo manual de ecuaciones matemáticas largas y complejas. 130

138 Capítulo 8. Bibliografía utilizada 8. Bibliografía utilizada. Para la elaboración de este proyecto se han utilizado las siguientes fuentes bibliográficas: - Shigley & Mischke. Diseño en Ingeniería mecánica. Octava edición. - Decker. Elementos de máquinas. - Deutchman. Diseño de máquinas. - Jesús Félez y Mª Luisa Martínez. Dibujo industrial. - Hamrock, Jacobson. Elementos de máquinas. Cuarta edición. - Dobrovolski. Elementos de máquinas. - Faires. Diseño de elementos de máquinas. - Robert L. Mott. Diseño de elementos de máquinas. Cuarta edición. - Niemann. Elementos de máquinas. - Juvinall. Fundamentos de diseño para Ingeniería mecánica Artículo del Análisis de falla en perno de sujeción de unidad de bombeo mecánico Lufkin a640d

139 Capítulo 8. Apéndices 8. Anexos. En este apartado encontraremos los diferentes anexos mencionados durante los capítulos anteriores. 8.1 Normativa de consulta. Algunas de las normas referidas a tornillos son las siguientes. UNE Representación convencional de roscas. UNE R. Roscas. Definiciones UNE R. Tornillos con rosca cortante. Denominaciones. Representación gráfica UNE Perfiles de roscas cortantes. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza cilíndrica. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza bombeada. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza semiesférica. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza hexagonal exterior. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza avellanada. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza avellanada y bombeada. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza bombeada y ranura en cruz. UNE Tornillos de rosca cortante con cabeza avellanada bombeada y ranura en cruz. UNE Tornillos de rosca cortante. Diámetro del agujero. UNE Tornillos con cabeza de martillo. UNE R. Tornillos, tornillos sin cabeza y espárragos. Acotados longitudinales. UNE R. Tornillos y espárragos. Longitudes nominales y longitudes roscadas. UNE R. Entre caras, altura de cabeza y altura de tuerca. UNE (1) 1R. Tuercas hexagonales almenadas de rosca métrica. Diámetros nominales de 4 a 39 mm. UNE (2). Tuercas hexagonales almenadas de rosca métrica. Diámetros nominales de 42 a 100 mm. UNE R. Tornillos de cabeza cilíndrica con hueco hexagonal. 132

140 Capítulo 8. Apéndices UNE R. Agujeros pasantes para tornillos de rosca métrica. Diámetros de rosca de 1.6 a 39 mm. Inclusive. UNE R. Pasadores abiertos. Serie métrica. UNE Pasadores cónicos. Medidas. UNE R. Pasadores cilíndricos no endurecidos. Dimensiones. Serie métrica. UNE Llaves acodadas para tornillos accionados por hexágono interior. UNE Arandelas planas negras. Medidas. UNE Arandelas planas pulidas para tornillos y tuercas hexagonales. Medidas. UNE Extremidades de los tornillos con agujero para pasador. UNE Arandelas planas pulidas. Tipo reducido. Medidas. UNE Arandelas planas negras para pasadores. Medidas. UNE Arandelas planas pulidas para pasadores. Medidas. UNE Tuercas hexagonales rebajadas. Medidas métricas. UNE Espacio libre para las llaves planas. UNE Espacio libre para las llaves de tubos. UNE Extremo de los tornillos. Medidas métricas. UNE R. Tornillos y espárragos. Salidas de rosca. UNE Arandelas elásticas de retención para ejes. UNE Arandelas de seguridad con estribo interior. UNE Espárragos de rosca métrica. Representación gráfica y denominaciones. UNE Espárragos con extremo empotrado corto. Rosca métrica. Serie A. UNE Espárragos con extremo empotrado corto. Rosca métrica. Serie A en el extremo empotrado y serie B en el vástago. UNE Espárragos con extremo empotrado medio. Rosca métrica. Serie A. UNE Espárragos con extremo empotrado medio. Rosca métrica. Serie A en el extremo empotrado y serie B en el vástago. UNE Espárragos con extremo empotrado largo. Rosca métrica. Serie A. UNE Espárragos con extremo empotrado largo. Rosca métrica. Serie A en el extremo empotrado y serie B en el vástago. UNE R. Radio de acuerdo entre la cabeza y el vástago del tornillo. UNE R. Tornillos de cabeza cilíndrica ranurada. Serie métrica. UNE R. Tornillos de cabeza cilíndrica redondeada y ranurada. Serie métrica. UNE Pitón roscado con ranura y punta cónica. Rosca métrica. UNE Pitón roscado con ranura y extremo plano achaflanado. Rosca métrica. 133

141 Capítulo 8. Apéndices UNE Pitón roscado con ranura y extremo de tetón largo. Rosca métrica. UNE Tirafondos con cabeza hexagonal. UNE Tornillos de cabeza avellanada, plana ranurada. UNE R. Tornillos de cabeza avellanada, abombada ranurada. Serie métrica. UNE Muesca cruciforme para accionamiento de tornillería. Medidas fundamentales. UNE Tornillos y tuercas de acero. Momentos de apriete. UNE R. Rosca métrica ISO. Perfil de base. UNE R. Rosca métrica ISO. Serie general de diámetros y pasos. UNE R. Rosca métrica ISO. Selección de diámetros y pasos para tornillería. Diámetros de 1 a 39 mm. UNE R. Rosca métrica ISO de empleo general. Medidas básicas. UNE R. Rosca métrica ISO para usos generales. Tolerancias. Principios y datos básicos. UNE R. Rosca métrica ISO para usos generales. Tolerancias. Límites de dimensiones para roscas de tornillos y tuercas comerciales. Calidad media. UNE R. Rosca métrica ISO para usos generales. Tolerancias. Diferencias para perfiles de roscas. UNE Rosca métrica ISO. Verificación por calibres. UNE R. Rosca miniatura ISO. UNE R. Tornillos y espárragos de acero. Características y ensayos. DIN 103 h1 a h4. Rosca trapecial ISO métrica. DIN 259 h1. Rosca de tubo Whitworth; rosca interior cilíndrica y exterior cilíndrica, medidas nominales. DIN Rosca de tubo Whitworth para tubos roscados y accesorios; rosca interior cilíndrica y exterior cónica. DIN Rosca de tubo Whitworth; rosca interior cilíndrica y exterior cónica para uniones roscadas de tubo. 134

142 Capítulo 8. Apéndices Las normas DIN referidas a tornillos son las siguientes 135

143 136 Capítulo 8. Apéndices

144 137 Capítulo 8. Apéndices

145 138 Capítulo 8. Apéndices

146 139 Capítulo 8. Apéndices

147 140 Capítulo 8. Apéndices

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