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Diseño de Ejes - Ejes - AGOSTO-2022 - FINAL
Diseño de Ejes - Ejes - AGOSTO-2022 - FINAL
Diseño de Ejes - Ejes - AGOSTO-2022 - FINAL
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Dr. Pedro López Cruz
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Dr. Pedro López Cruz
EJES
• DEFINICIÓN
• Un eje es un elemento rotatorio
generalmente de sección transversal
circular cuya función es transmitir
movimiento y potencia.
• DEFORMACIÓN Y RIGIDEZ
– Deformación por flexión
– Deformación por torsión
– Inclinación en cojinetes y elementos
soportados por los ejes
– Deformación por cortante
• ESFUERZO Y RESISTENCIA
– Resistencia estática
– Resistencia a la fatiga
– Confiabilidad
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PARÁMETROS A CONSIDERAR EN EL
DISEÑO DE EJES
• DEFORMACIÓN Y RIGIDEZ
– Deformación por flexión
– Deformación por torsión
– Inclinación en cojinetes y elementos
soportados por los ejes
– Deformación por cortante
• ESFUERZO Y RESISTENCIA
– Resistencia estática
– Resistencia a la fatiga
– Confiabilidad
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CONFIGURACIÓN GEOMÉTRICA
• Barra cilindrica escalonada
• Los escalones u hombros son utilizados para
localizar axialmente algunos elementos
• Generalmente son maquinados, para poder
colocar con presición los elementos
mecánicos
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CONFIGURACIÓN GEOMÉTRICA
• Muchos casos en el diseño de ejes implican el
problema de transmitir momento de torsión de
un elemento a otro en el eje.
• Elementos mutilizados para transmisión de
momento rotacional (ver figura):
– Cuñas
– Conectores ranurados
– Tornillos de fijación (opresores)
– Pasadores
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MATERIALES PARA EJES
• Típicamentes son maquinados o estirados
en frío a partir de placas de acero al
carbón rolada en caliente
• Para aplicaciones de alta resistencia, se
utilizan aceros especiales
• Algunas aplicaciones donde se requiera
de buena resistencia a la corrosión
pueden utilizas bronces, titanio u otros
elementos
• El aluminio no es comúnmente utilizado
por su baja resistencia mecánica y baja
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dureza superficial
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DISEÑO POR DEFORMACIÓN Y POR
RESISTENCIA
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CARGAS
• Para determinar los esfuerzos en un punto específico
del eje, solo es necesario conocer las cargas
aplicadas en ese punto
• Para esto utilizaremos los diagramas de momento
flexionante y torque aplicado.
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CARGAS
• Para determinar los esfuerzos en un punto específico
del eje, solo es necesario conocer las cargas
aplicadas en ese punto
• Para esto utilizaremos los diagramas de momento
flexionante y torque aplicado.
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ESFUERZOS
• Entonces los esfuerzos aplicados EN LA SUPERFICIE
del eje de diámetro “d” estan determinados por las
siguientes cargas:
P 4F
• AXIAL (F): = = 2
A d
Mc 32M
• FLEXIÓN (M): = =
I d 2
Tc 16T
• CORTANTE (T): = =
J d 3
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CARGA ESTÁTICA
• Utilizando el circulo de Mhor, se puede
calcular:
máx =
2
d 3
(8M + Fd ) + (8T )
2 2
1
2
4
´= 3 (8M + Fd ) 2 + (48T ) 2
d
1
2
máx =
16
d 3
M 2
+ T 2
1
2
16
´= 3 (4M ) 2 + (3T ) 2
d
1
2
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FACTOR DE SEGURIDAD
(FLEXIÓN + TORSIÓN)
Generalmente, cuando se diseña una eje, se desea
saber el diámetro adecuado para un factor de
seguridad determinado, o viceversa, para un diámetro
seleccionado, conocer su factor de seguridad.
Evaluando las ecuaciones anteriores para el diámetro y
factor de seguridad tenemos:
d = (M + T ) d = (4M + 3T )
2 2 12
S y S y
1 32 1 16 1
= 3 (4 M + 3T ) 2
1 2 2
= 3 (M 2 + T 2 ) 2
n d S y n d S y
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FACTOR DE SEGURIDAD
(FLEXIÓN + TORSIÓN)
d = (M + T ) d = (4M + 3T )
2 2 12
S y
S y
1 32 1 16 1
= 3 (4M + 3T ) 2
1 2 2
= 3 (M + T ) 2
2 2
n d S y
n d S y
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EJEMPLO 1. EJES
CARGA ESTÁTICA
• Un eje está cargado por un par de
torsión de 40,000 lb-in. El material
tiene una resistencia de cedencia
de 50,000 psi. Si se requiere que el
diseño tenga un factor de seguridad
de 2, calcule el diámetro requerido
del eje de acuerdo a:
– Teoría del cortante máximo
– Teoría de la energía de distorsión
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1
32n 2 2 1 2 3
d = (M + T )
S y
1
16n 3
d = (4M + 3T )
2 2 12
S y
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1 1
32n 2 2 1 2 3 16n 3
d = (M + T ) d = (4M + 3T )
2 2 12
S y
S y
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EJEMPLO 2. EJES
CARGA ESTÁTICA
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EJEMPLO 2. EJES
CARGA ESTÁTICA
n d S y
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1 32 1 1 16 1
= 3 (M + T ) 2
2 2
= 3 (4M + 3T ) 2
2 2
n d S y n d S y
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Carga estática
•PREGUNTAS !!!
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DISEÑO DE EJES
EN CARGA VARIABLE
DR. PEDRO LÓPEZ CRUZ
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CARGA VARIABLE
• Cualquier eje rotatorio cargado por
momentos de flexión y torsión variables,
producirá un estado de esfuerzos con cargas
variables
• Además, se debe considerar el efecto de los
factores de concentración de esfuerzos a la
fatiga para las cargas flexionantes y de
torsión
¿CÓMO RESOLVERIA-
MOS EL PROBLEMA
PARA UN EJE CON
ESTAS CONDICIONES
DE CARGA?
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Diseño de ejes bajo carga variable
Un eje sólido circular puede estar sometido a cargas
dinámicas, producto de la variación del momento
flexionante (M) y del par torsional (T), generando el
siguiente estado de esfuerzos:
𝒑𝒖𝒏𝒕𝒐
𝑻 𝒄𝒓í𝒕𝒊𝒄𝒐 𝒆𝒔𝒕𝒂𝒅𝒐 𝒅𝒆
𝒆𝒔𝒇𝒖𝒆𝒓𝒛𝒐𝒔
𝑴
𝑴𝒎á𝒙 𝑴𝒎𝒊𝒏 𝑴 𝝈𝒎 ± 𝝈𝒂
𝑻
𝑻𝒎á𝒙 𝑻𝒎𝒊𝒏 𝝉𝒎 ± 𝝉𝒂
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Donde las cargas medias o promedio (Mm, Tm) y las
cargas alternantes o reversibles (Ma, Ta) se calculan
de la siguiente manera,
𝑀𝑚á𝑥 + 𝑀𝑚𝑖𝑛 𝑇𝑚á𝑥 + 𝑇𝑚𝑖𝑛
𝑀𝑚 = 𝑇𝑚 =
2 2
𝑀𝑚á𝑥 − 𝑀𝑚𝑖𝑛 𝑇𝑚á𝑥 − 𝑇𝑚𝑖𝑛
𝑀𝑎 = 𝑇𝑎 =
2 2
Los esfuerzos de trabajo para un eje sólido circular
se calculan a partir de las siguientes ecuaciones:
32𝑀𝑚 16𝑇𝑚
𝜎𝑚 = 𝐾𝑓𝑏 𝜏𝑚 = 𝐾𝑓𝑠
𝜋𝑑3 𝜋𝑑 3
32𝑀𝑎 16𝑇𝑎
𝜎𝑎 = 𝐾𝑓𝑏 𝜏𝑎 = 𝐾𝑓𝑠
𝜋𝑑3 𝜋𝑑 3
Dr. Jesús Puente
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Entonces, a partir de la teoría de la energía de la
distorsión (Von Mises), es posible desarrollar esfuerzos
equivalentes al caso de carga variable.
′ 2 2
𝜎𝑚 = 𝜎𝑚 + 3𝜏𝑚
𝜎𝑉𝑀 = 𝜎 2 + 3𝜏 2
𝜎𝑎′ = 𝜎𝑎2 + 3𝜏𝑎2
1 1 2 2
1
= 𝜎𝑚 + 3𝜏𝑚 + 𝜎𝑎2 + 3𝜏𝑎2
𝐹. 𝑆. 𝑆𝑢𝑡 𝑆𝑒
2 2 2 2
1 1 32𝑀𝑚 32𝑇𝑚 1 32𝑀𝑎 32𝑇𝑎
= 𝐾𝑓𝑏 + 3 𝐾𝑓𝑠 + 𝐾𝑓𝑏 + 3 𝐾𝑓𝑠
𝐹. 𝑆. 𝑆𝑢𝑡 𝜋𝑑 3 𝜋𝑑 3 𝑆𝑒 𝜋𝑑 3 𝜋𝑑 3
1 16 1 2 2 1 2 2
= 4 𝐾𝑓𝑏 𝑀𝑚 + 3 𝐾𝑓𝑠 𝑇𝑚 + 4 𝐾𝑓𝑏 𝑀𝑎 + 3 𝐾𝑓𝑠 𝑇𝑎
𝐹. 𝑆. 𝜋𝑑 3 𝑆𝑢𝑡 𝑆𝑒
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CARGA VARIABLE
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
SODERBERG
CORTANTE MÁXIMO ENERGÍA DE DISTORSIÓN
1 1
1
2
3
1
2
3
d
32n 2 M m M a
d = Kf +
2
2 Tm
+ K fs +
2
Ta
d
48n 2 M m M a
d = Kf +
2
2 Tm
+ K fs +
2
Ta
S e S S e S
S y y S e S y y S e
1 1
n 1 32 2 M m M a Ta n 1 48 2 M m M a
2 2 2
2 2 2
2 Tm 2 mT Ta
= Kf + + K fs + = Kf + + K fs +
n d 3 S y S e S n d 3 S y S e S S e
y S e y
d
32n
d = K f
M a
2
+ K fs
2
Tm
d
48n
d = K f
Ma
2
+ K fs
2
Tm
S
S y S e S y
e
1
1 48 Tm
1
n 1 32
=
M a
+
2
Tm
2
2
n = Kf
M a
2
+ K fs
2 2
n d 3 S e S y
K K
n d 3 S e S y
FIME-UANL f fs
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
SODERBERG
ENERGÍA DE DISTORSIÓN (von Mises)
1
d 2 2
2
1 3
48n 2 M m M a
2 Tm Ta
d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
n 1
1 48 2 M m M a
2
2 2
2 Tm Ta
= 3 Kf + + K fs +
n d S y
Se S S
y e
SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
SODERBERG
CORTANTE MÁXIMO
1
2 2
1
2
3
32n 2 M m M a
2 Tm Ta
d d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
1 32 2 M m M a
2 2 2
T T
= 3 Kf + + K 2fs m + a
n n d S y S e S
S
y e
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
GOODMAN (ENERGIA DE DISTORSION)
1
16n 1
4(K f M a ) + 3(K fsTa )
4(K f M m ) + 3(K fsTm ) 2
3
d d =
2 2
1
2
+
1 2 2
1
Se Su
n 1 16
= 3
n d
1
4(K f M a ) + 3(K fsTa )
2 2
1
2
+
1
4(K f M m ) + 3(K fsTm )
2 2
1
2
Se Su
1
d 16n K f M a K T 3
d = 2 + 3 fs m
Se Su
n 1 16 K f M a K fsTm
= 3 2 + 3
n d Se Su
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
GERBER (ENERGÍA DE DISTORSION)
1
1
2
3
d 8nA 2 BSe
2
A = 4( K f M a ) 2 + 3( K fsTa ) 2
d = 1 + 1 +
S e ASu
B = 4( K f M m ) 2 + 3( K fsTm ) 2
1
n 1 8A 2 BS e
2 2
= 3 1 + 1 +
n d S e AS u
1
1
2
3
d 16nK f M a K fsTm S e
2
d = 1 + 1 + 3
S e K f M a Su
1
n 1
=
16 K f M a
+ +
K fsTm S e
2
2
1 1 3
K M S
n d 3 S e f a u
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PROCEDIMIENTO DE ANÁLISIS
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Ejemplo 3. Ejes
Los engranajes en el conjunto del eje muestra,
transmiten 100 kW de potencia y gira a 3600 rpm. El
engrane 1 está cargado contra otro engrane de tal
manera que la fuerza P1 actúa en una dirección 45
en un radio de 80 mm desde el centro del eje. La
fuerza P2 fuerza actúa verticalmente hacia abajo en
un radio de 110 mm desde el centro del eje.
Determinar el diámetro del eje si el factor de
seguridad requerido es de 3.
Material: ACERO AISI 1080
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Determinación de torque SISTEMA MÉTRICO
9.55P
T=
n
T-Torque en N-m
P- Potencia en Watts
N- Velocidad en RPM
SISTEMA INGLÉS
63,000 P
T=
n
P T-Torque en Libras-in
T= P- Potencia en H.P
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n N- Velocidad en RPM59
Determinación de torque
9.55(100,000W )
T= = 265 N - m
3600
De Torque = Fuerza x distancia (Px r)
T
P= =
r
265 N − m
Para engrane 1 : P = = 3315 N
0.080m
265 N − m
Para engrane 2 : P = = 2410 N
0.110m
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DIAGRAMA DE CUERPO LIBRE
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Reacciones
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Momentos flexionantes, y torque
sobre todo el eje
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Diámetro
Carga Estática
Teoría del esfuerzo Cortante máximo
1
32n 2 2 1 2 3
d = (M + T )
S y
1
32(3) 2 1 2
3
d = (159 + 265 )
2
(420 x10 N / m )
6 2
d = 0.0283 m
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d = 28.3 mm
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Diámetro
Carga Estática
Teoría del Energía de Distorsión
1
16n 3
d = (4M + 3T )
2 2 12
S y
1
16(3) 2 1 2
3
d = [4(159 N − m) + 3(265 N − m) )
2
(420 x10 N / m )
6 2
d = 0.0273 m
d = 27.3 mm
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Diámetro
Carga Variable
Como el eje gira a velocidad constante
con torque constante y cargas
transversales, podemos asumir, en la
sección de análisis:
– MOMENTO ES COMPLETAMENTE
ALTERNANTE (Mm=0)
– PAR CONSTANTE (Ta=0)
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Diámetro
Carga Variable
Ecuación de Soderberg,
– suponiendo Se=0.5 Su
– Se=0.5 (770 MPa)
– No hay concentradores de esfuerzos (Kf, Kfs =1)
1
1
3
Tm
2 2
2
48n Ma
d = K f + K fs
S e S y
1
1
3
48(3) 159 265
2 2 2
d = 1 6
+ 1 6
385 x10 420 x10
d = 0.0326m d = 0.0354m
d = 32.6 mm d = 35.4 mm
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•GRAFICAS DE
CONCENTRADORES
DE ESFUERZOS PARA
EJES
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CONCENTRADORES DE
ESFUERZO
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CONCENTRADORES DE
ESFUERZO
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Concentradores de esfuerzos
• Cuñeros r/d=0.02
r- Radio del filete
cuñero
d- Diámetro del eje
• Anillos de retención
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Concentradores de esfuerzos
• Factores de concentración de
esfuerzos estimados.
• Se pueden utilizar como primera
aproximación, cuando las
dimensiones son desconocidas
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Concentración de Esfuerzos en
Fatiga
Estructuras
K f = 1 + (K − 1)q
Kf Factor de concentración de esfuerzos a fatiga
K Factor de concentración de esfuerzos bajo carga estática
q Sensibilidad de la muesca
Sensibilidad de la muesca (q)
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Sensibilidad de la muesca (q)
Ejemplo 4. Eje
Carga variable
• La figura muestra una porción de eje de acero AISI
1040, forjado y tratado térmicamente, que tiene
superficies maquinadas con dimensiones D= 1.875 in
y d = 1.5 in. El proceso de tratamiento térmico da por
resultado resistencia mínimas a la tensión de Su= 100
Kpsi y Sy= 70 Kpsi. La sección del eje en el hombro se
somete a un momento flexionante con inversión
completa de 1000 lb-in y a una torsión constante de
500 lb-in. Determine el factor de seguridad para
duración infinita.
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Academia de diseño mecánico 84
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FIME-UANL
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1
1 48 M a
2
Tm
2
2
= 3 K f + K fs
n d S e S y
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87
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1
2 2
1
2
3
32n 2 M m M a
2 Tm
Ta
d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
1
1 32 2 M m M a
2
2
2
2 Tm Ta
= 3 Kf + + K fs +
n d S y Se S
y S
e
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EJEMPLO 5. EJES
Carga variable
Un eje de acero AISI 1040 (Su= 750 MPa, Sy= 552
MPa) tiene la configuración geométrica que se
muestra en la figura. El eje gira y soporta una carga
transversal de 7KN y un momento de torsión de 110
N-m. El cuñero tiene un Kf de 2.14 y Kfs de 2.62.
Revise el factor de seguridad para:
– La parte que tiene el cuñero
– Las secciones de 40 mm
– Las secciones de 35 mm
UTILICE EL CRITERIO DE SODERBERG T.E.D.
**Todos los radios de las muescas son de 2 mm
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Academia de diseño mecánico 93
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Academia de diseño mecánico 95
Dr. Pedro López Cruz
1
1 48 Ma
2
T
2
2
= 3 K f + K fs m
n d S e S y
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ni)
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1
1 48 Ma
2
T
2
2
= 3 K f + K fs m
n d S e S y
FIME-UANL
Academia de diseño mecánico 98
Dr. Pedro López Cruz
1
2 2
1
2
3
32n 2 M m M a
2 Tm
Ta
d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
1
1 32 2 M m M a
2
2
2
2 Tm Ta
= 3 Kf + + K fs +
n d S y Se S
y S
e
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Academia de diseño mecánico 99
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EJEMPLO 6. EJES
3.- La figura muestra un eje no rotatorio con una
carga P que varía de 4,500 a 13,500 N. La
prueba del material da: q = 1; Su=500 MPa,
Sy=290 MPa y Se=130 MPa (corregido). Se
desea diseñar el eje para un factor de
seguridad de 2. Encuentre el valor de
permisible para D, si las condiciones del
esfuerzo en los filetes deben ser satisfactorias
para una operación continua
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RESUMEN DE ECUACIONES
DE DISEÑO DE EJES CARGA
VARIABLE
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
SODERBERG
CORTANTE MÁXIMO ENERGÍA DE DISTORSIÓN
1 1
1
2
3
1
2
3
d
32n 2 M m M a
d = Kf +
2
2 Tm
+ K fs +
2
Ta
d
48n 2 M m M a
d = Kf +
2
2 Tm
+ K fs +
2
Ta
S e S S e S
S y y S e S y y S e
1 1
n 1 32 2 M m M a Ta n 1 48 2 M m M a
2 2 2
2 2 2
2 Tm 2 mT Ta
= Kf + + K fs + = Kf + + K fs +
n d 3 S y S e S n d 3 S y S e S S e
y S e y
d
32n
d = K f
M a
2
+ K fs
2
Tm
d
48n
d = K f
Ma
2
+ K fs
2
Tm
S
S y S e S y
e
1
1 48 Tm
1
n 1 32
=
M a
+
2
Tm
2
2
n = Kf
M a
2
+ K fs
2 2
n d 3 S e S y
K K
n d 3 S e S y
FIME-UANL f fs
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SOLUCIONES PARA FACTOR DE SEGURIDAD Y DIAMETRO
SODERBERG
CORTANTE MÁXIMO
1
2 2
1
2
3
32n 2 M m M a
2 Tm Ta
d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
1
1 32 2 M m M a
2
2 2
2 Tm Ta
= 3 Kf + + K fs +
n d S y S e S
S
e
y
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SODERBERG
CORTANTE MÁXIMO
MOMENTO COMPLETAMENTE ALTERNANTE Y PAR CONSTANTE (Mm=Ta=0)
1
d 1
3
2
Tm
2 2
32n Ma
d = K f + K fs
S e S y
n 1
1 32
2 2
M a Tm
2
= 3 K f + K fs
n d S e S y
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SODERBERG
ENERGÍA DE DISTORSIÓN
1
2 2
1
2
3
48n 2 M m M a
2 Tm Ta
d = Kf + + K fs +
S y Se S y S e
1
1 48 2 M m M a
2
T T
2
2
= 3 Kf + + K 2fs m + a
n d S y S e S
y S
e
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SODERBERG
ENERGÍA DE DISTORSIÓN
d 1
1
3
Tm
2 2
M a
2
48n
d = K f + K fs
S e S y
106
n 1
1 48 M a
2
Tm
2
2
= 3 K f + K fs
n d S e S y
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GOODMAN (ENERGIA DE DISTORSION)
1
16n 1
4(K f M a ) + 3(K fsTa )
4(K f M m ) + 3(K fsTm ) 2
3
d d =
2 2
1
2
+
1 2 2
1
Se Su
n 1 16
= 3
n d
1
4(K f M a ) + 3(K fsTa )
2 2
1
2
+
1
4(K f M m ) + 3(K fsTm )
2 2
1
2
Se Su
1
d 16n K f M a K T 3
d = 2 + 3 fs m
Se Su
n 1 16 K f M a K fsTm
= 3 2 + 3
n d Se Su
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GERBER (ENERGÍA DE DISTORSION)
1
1
2
3
d 8nA 2 BSe
2
A = 4( K f M a ) 2 + 3( K fsTa ) 2
d = 1 + 1 +
S e ASu
B = 4( K f M m ) 2 + 3( K fsTm ) 2
1
n 1 8A 2 BS e
2 2
= 3 1 + 1 +
n d S e AS u
1
1
2
3
d 16nK f M a K fsTm S e
2
d = 1 + 1 + 3
S e K f M a Su
1
n 1
=
16 K f M a
+ +
K fsTm S e
2
2
1 1 3
K M S
n d 3 S e f a u
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